JP2004188251A

JP2004188251A - Self-traveling type crusher

Info

Publication number: JP2004188251A
Application number: JP2002356267A
Authority: JP
Inventors: Masamichi Tanaka; 正道田中; Yoshimi Shiba; 好美柴; Tadashi Shiohata; 忠塩畑; Kentaro Hashimoto; 謙太郎橋本
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 2002-12-09
Filing date: 2002-12-09
Publication date: 2004-07-08

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a self-traveling type crusher capable of preventing reduction of crushing efficiency. <P>SOLUTION: The self-traveling type crusher is provided with regulators 71, 72 for controlling a delivery flow rate of first and second hydraulic pumps 62, 63 in response to a delivery pressure of the first and second hydraulic pumps in which the pressure is introduced by a delivery pressure detection conduits 136, 137 and controlling the delivery flow rate of delivery of the first and second hydraulic pumps 62, 63 such that the sum of input torque of the first and second hydraulic pumps 62, 63 is restricted to an output torque or less of an engine 61; a pressure sensor 138 for detecting the delivery pressure of the first hydraulic pump 62; a pressure sensor 139 for detecting the delivery pressure of the second hydraulic pump 63; a controller 84 for controlling feeding of a pressurized oil to a hydraulic motor 19 for feeder in response to the detected delivery pressure of these pressure sensors 138, 139. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ジョークラッシャ、ロールクラッシャ、シュレッダ等、被破砕物を破砕する破砕装置を備えた自走式破砕機に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
通常、破砕機は、例えば建設現場で発生する大小さまざまな岩石・建設廃材等の被破砕物を所定の大きさに破砕することにより、廃材の再利用、工事の円滑化、コスト削減等を図るために用いられる。
【０００３】
このような破砕機のうち、例えば自走式破砕機は、一般に、左・右の無限軌道履帯を備えた走行体と、ホッパから投入された被破砕物を所定の大きさに破砕する破砕装置と、ホッパから投入された被破砕物を破砕装置へ導くフィーダ、破砕装置で破砕され小さくなった破砕物を機外へ搬送する排出コンベア、及びこの排出コンベアの上方に設けられ排出コンベア上を運搬中の破砕物に含まれる磁性物を磁気的に吸引除去する磁選機等の上記破砕装置による破砕作業に関連する作業を行う補助機械とから構成されている。
【０００４】
この自走式破砕機において、破砕装置の品質、及び処理効率を低下させないため、破砕装置の負荷に応じてフィーダの供給量を制御するものがある（例えば、特許文献１参照）。
【０００５】
この発明は、破砕装置用油圧モータの負荷圧と、ジョークラッシャへ供給されるガラの量とを検出し、その検出信号の値に応じてフィーダの動作を減速又は停止する制御を行うものである。
【０００６】
また、一方、この公知例の発明においては、破砕装置用油圧モータへ圧油を供給する第１の油圧ポンプと、複数の補助機械用油圧アクチュエータへ圧油を供給する第２の油圧ポンプを有し、原動機の馬力をこの第１の油圧ポンプと第２の油圧ポンプとに効率的に配分する制御、すなわち破砕装置用油圧モータの負荷が大きく補助機械用油圧アクチュエータの負荷が小さい場合には、エンジンの馬力配分を破砕装置用モータへ振り分けて原動機の馬力を効率よく利用しようとするいわゆる全馬力制御を行っている。
【０００７】
【特許文献１】
特開平１１−２２６４４６号公報
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来技術では以下のような問題点がある。
すなわち、上述の従来技術は、破砕装置側の負荷が大きいときには、エンジンの馬力配分を破砕装置用油圧モータへ振り分け、破砕装置側の過負荷を解消しようとする全馬力制御が行われるため、本来、破砕装置側の過負荷が原動機の馬力範囲内ならばフィーダの減速又は停止を行わなくとも破砕装置側の過負荷は解消する。しかしながら、上述の従来技術においては、フィーダ制御自体を破砕装置用油圧モータの負荷圧を検出した時点で行っているため、全馬力制御だけで解消できる破砕装置側の過負荷にまでフィーダ制御を働かせている。そのため、必要以上に被破砕物の供給が中断され、その結果、破砕効率の低下、更には破砕生産品の生産性低下が生じる恐れがあった。
【０００９】
本発明は、上記従来技術の問題点に鑑みなされたものであり、その目的は、破砕効率の低下を防止することができる自走式破砕機を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、被破砕物を破砕する自走式破砕機において、破砕装置と、この破砕装置に被破砕物を供給するフィーダを含む破砕作業に関連する作業を行う補助機械と、前記破砕装置を駆動する破砕装置用油圧モータ、前記補助機械を駆動する補助機械用油圧アクチュエータ、前記破砕装置用油圧モータを駆動する第１の油圧ポンプ、前記補助機械用油圧アクチュエータを駆動する第２の油圧ポンプ、及び前記第１の油圧ポンプと前記第２の油圧ポンプとを駆動する原動機を有する油圧駆動装置と、前記第１の油圧ポンプの吐出圧を検出する第１の吐出圧検出手段と、前記第２の油圧ポンプの吐出圧を検出する第２の吐出圧検出手段と、前記第１の油圧ポンプ及び第２の油圧ポンプの入力トルクの合計が前記原動機の出力トルク以下になるように前記第１の吐出圧検出手段の検出信号と第２の吐出圧検出手段の検出信号とに基づき前記第１の油圧ポンプ及び第２の油圧ポンプの吐出流量を制御するとともに、前記第１の吐出圧検出手段及び第２の吐出圧検出手段の検出信号に基づき前記フィーダの動作速度を減速又は停止する制御を行う制御手段とを備えるものとする。
【００１１】
本発明においては、破砕装置用油圧モータには第１の油圧ポンプからの圧油のみが供給され、補助機械用油圧アクチュエータには第２の油圧ポンプからの圧油のみが供給されることで、破砕装置用油圧モータに係わる圧油供給回路と補助機械用油圧アクチュエータに係わる圧油供給回路とが完全に分離され、互いの負荷圧力やその変動の影響を受けないようにする。そして、制御手段が、第１の吐出圧検出手段で検出した第１の油圧ポンプの吐出圧と第２の吐出圧検出手段で検出した第２の油圧ポンプの吐出圧との和に応じ、第１及び第２油圧ポンプの入力トルクの合計を原動機の出力トルク以下に制限するように第１及び第２油圧ポンプの吐出流量を制御する全馬力制御を行う。これによって、相対的に高負荷である破砕装置用油圧モータに係わる第１の油圧ポンプと相対的に低負荷である補助機械用油圧アクチュエータに係わる第２の油圧ポンプとに対し、その負荷の差に応じた形で原動機の馬力を効果的に配分する。
【００１２】
ここで、一般に破砕機による破砕作業中においては、破砕装置用油圧モータの負荷圧力は補助機械用油圧アクチュエータの負荷圧力に比べて大きくなることが多い。すなわち、補助機械用油圧アクチュエータに係わる第２の油圧ポンプのために必要な馬力は破砕装置用油圧モータに係わる第１の油圧ポンプのために必要な馬力よりも小さい。このように、補助機械用油圧アクチュエータの負荷圧力が軽負荷である場合には、上記のように制御手段が全馬力制御を行うことにより第２の油圧ポンプの特性を低トルク側に移動しつつ第１の油圧ポンプの特性を高トルク側に移動する。この結果、第１の油圧ポンプのＰ−Ｑ曲線が高トルク側へ移動して、Ｐ−Ｑ曲線上におけるポンプ吐出流量が減少し始めるときのポンプ吐出圧が高圧側にシフトする。また、第２の油圧ポンプのＰ−Ｑ曲線は低トルク側に移動して、Ｐ−Ｑ曲線上におけるポンプ吐出流量が減少し始めるときのポンプ吐出圧が低圧側にシフトする。このような場合に、例えば第１の油圧ポンプの吐出圧（＝破砕装置用油圧モータの負荷圧力）のみに応じ、その値がしきい値以上になるとフィーダを減速又は停止させ破砕装置用油圧モータの負荷圧力の上昇を抑制するように制御すると、上記全馬力制御による第１の油圧ポンプの増トルク分が活かされないままフィーダが減速・停止してしまうこととなる。
【００１３】
そこで、本発明においては、制御手段が第１の吐出圧検出手段及び第２の吐出圧検出手段の両方の検出結果に応じてフィーダ用油圧モータへの圧油の供給を制御することにより、第１の吐出圧検出手段で検出した第１の油圧ポンプの吐出圧と、第２の吐出圧検出手段で検出した第２の油圧ポンプの吐出圧との和に応じて、例えばそれらの平均値が所定のしきい値以上である場合にフィーダ用油圧モータへの圧油の供給を低減もしくは遮断するように制御することができる。これにより、上記したような第１の油圧ポンプのＰ−Ｑ曲線の高トルク側へのシフトと第２の油圧ポンプのＰ−Ｑ曲線の低トルク側へのシフトにも対応し、それらの馬力配分の変化に応じた形で第１の油圧ポンプの馬力増大分を有効に用いて、破砕装置用油圧モータの負荷圧力が比較的高い負荷圧力となるまでフィーダの駆動を継続することができる。このようにして、被破砕物の供給量を適正に維持しつつフィーダを比較的長く駆動できるので、破砕効率の低下を防止することができる。
【００１４】
（２）上記（１）において、好ましくは、前記制御手段は、前記第１の吐出圧検出手段の検出信号から得られる第１の油圧ポンプの吐出圧と前記第２の吐出圧検出手段の検出信号から得られる第２の油圧ポンプの吐出圧との和に基づいて前記第１の油圧ポンプ及び第２の油圧ポンプの吐出流量を制御するものとする。
【００１５】
（３）上記（１）又は（２）において、また好ましくは、前記制御手段は、前記第１の吐出圧検出手段の検出信号から得られる第１の油圧ポンプの吐出圧と前記第２の吐出圧検出手段の検出信号から得られる第２の油圧ポンプの吐出圧との平均値に基づいて前記フィーダの動作速度を制御するものとする。
【００１６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の自走式破砕機の一実施の形態を図面を用いて説明する。
図１は、本発明の自走式破砕機の一実施の形態の全体構造を表す側面図、図２はその上面図、図３は図１中左側から見た正面図である。
【００１７】
これら図１乃至図３において、１は走行体で、この走行体１は、走行装置２と、この走行装置２の上部にほぼ水平に延設した本体フレーム３とで構成されている。また、４は走行装置２のトラックフレームで、このトラックフレーム４は、本体フレーム３の下部に連設している。５，６はそれぞれこのトラックフレーム４の両端に設けた従動輪（アイドラ）及び駆動輪、７はこれら従動輪５及び駆動輪６に巻回した履帯（無限軌道履帯）、８は駆動輪６に直結した走行用油圧モータであり、自走式破砕機の左側に配置された左走行用油圧モータ８Ｌ及び右側に配置された右走行用油圧モータ８Ｒで構成されている（後述の図４参照）。９，１０は本体フレーム３の長手方向一方側（図１中左側）に立設した支持ポスト、１１はこれら支持ポスト９，１０に支持された支持バーである。
【００１８】
１２は破砕対象となる被破砕物を受入れるホッパで、このホッパ１２は、下方に向かって縮径するよう形成されており、上記支持バー１１上に複数の支持部材１３を介して支持されている。なお、本実施の形態における自走式破砕機は、例えばビル解体時に搬出されるコンクリート塊や道路補修時に排出されるアスファルト塊等の建設現場で発生する大小様々な建設廃材、産業廃棄物、若しくは岩石採掘現場や切羽で採掘される岩石・自然石等を処理対象とし、これらを上記被破砕物として受け入れ破砕処理するものである。
【００１９】
１５はホッパ１２のほぼ直下に位置するフィーダ（グリズリフィーダ）で、このフィーダ１５は、ホッパ１２に受け入れた被破砕物を後述の破砕装置２０に搬送し供給する役割を果たし、ホッパ１２とは独立して支持バー１１に支持されている。１６はフィーダ１５の本体で、このフィーダ本体１６内には、先端（図２中右側端部）が櫛歯状に形成された櫛歯プレート１７が複数（この例では２枚）階段状に固定されており、複数のばね１８を介して支持バー１１上に振動可能に支持されている。１９はフィーダ用油圧モータで、このフィーダ用油圧モータ１９は、投入された櫛歯プレート１７上の被破砕物が後方側（図１中右側）に送られるようフィーダ１５を加振するようになっている。なお、フィーダ用油圧モータ１９の構成は、特に限定されるものではないが、例えば偏芯軸を回転駆動させる振動モータ等が挙げられる。また、１４は櫛歯プレート１７の櫛歯部分のほぼ直下に設けたシュートで、このシュート１４は、櫛歯プレート１７の櫛歯の隙間から落下する被破砕物中に含まれた細粒（いわゆるズリ）等を後述の排出コンベア４０上に導く役割を果たすものである。
【００２０】
２０は被破砕物を破砕する破砕装置としてのジョークラッシャ（以下適宜、破砕装置２０と記述する）で、このジョークラッシャ２０は、ホッパ１２及びフィーダ１５よりも後方側（図１中右側）に位置し、図１に示すように、本体フレーム３の長手方向（図１中左右方向）中央付近に搭載されている。また、ジョークラッシャ２０は、公知の構成のものであり、内部には、互いの間隙空間が下方に向かって縮径するよう対向した一対の動歯及び固定歯（共に図示せず）が設けられている。２１は破砕装置用油圧モータ（図２参照）で、この破砕装置用油圧モータ２１はフライホイール２２を回転駆動させ、更にこのフライホイール２２の回転運動は、公知の変換機構を介して動歯（図示せず）の揺動運動に変換されるようになっている。即ち、動歯は、静止した固定歯に対して概ね前後方向（図１中左右方向）に揺動するようになっている。なお、本実施の形態において、破砕装置用油圧モータ２１からフライホイール２２への駆動伝達構造は、ベルト（図示せず）を介した構成となっているが、これに限られるものではなく、例えばチェーンを介する構成等、他の構成であっても構わない。
【００２１】
２５は各作動装置の動力源を内蔵した動力装置（パワーユニット）で、この動力装置２５は、図１に示したように、破砕装置２０より更に後方側（図１中右側）に位置し、支持部材２６を介し本体フレーム３の長手方向他方側（図１中右側）端部に支持されている。また、動力装置２５内には、動力源となる後述のエンジン（原動機）６１やこのエンジン６１によって駆動される後述の油圧ポンプ６２，６３等が備えられている（詳細は後述）。３０，３１はそれぞれ動力装置２５に内蔵した燃料タンク及び作動油タンク（共に図示せず）の給油口で、これら給油口３０，３１は、動力装置２５の上部に設けられている。３２はプレクリーナで、このプレクリーナ３２は、エンジン６１への吸気中の塵埃を、動力装置２５内のエアクリーナ（図示せず）の上流側にて事前に捕集するものである。また、３５は操作者が搭乗する運転席で、この運転席３５は、動力装置２５の前方側（図１中左側）の区画に設けられている。３６ａ，３７ａは左・右走行用油圧モータ８Ｌ，８Ｒを操作するための左・右走行用操作レバーである。
【００２２】
４０は被破砕物を破砕した破砕物や前述のズリ等を機外に搬送し排出する排出コンベアで、この排出コンベア４０は、排出側（この場合、図１中右側）の部分が、斜めに立ち上がるよう、支持部材４１，４２を介し、動力装置２５に取りつけたアーム部材４３から懸架されている。また、この排出コンベア４０は、その排出側と反対側（図１中左側）の部分が本体フレーム３からほぼ水平な状態で吊り下げ支持されている。４５は排出コンベア４０のコンベアフレーム、４６，４７はこのコンベアフレーム４５の両端に設けた従動輪（アイドラ）及び駆動輪、４８は駆動輪４７に直結した排出コンベア用油圧モータ（図２参照）である。５０は従動輪４６及び駆動輪４７に巻回した搬送ベルトで、この搬送ベルト５０は、排出コンベア用油圧モータ４８によって駆動輪４７が回転駆動させられることにより循環駆動するようになっている。
【００２３】
５５は排出する破砕物中の鉄筋等といった異物（磁性物）を除去する磁選機で、この磁選機５５は、支持部材５６を介し上記アーム部材４３に吊り下げ支持されている。磁選機５５は、駆動輪５７及び従動輪５８に巻回した磁選機ベルト５９が、排出コンベア４０の搬送ベルト５０の搬送面に対しほぼ直交するよう近接配置してある。６０は駆動輪５７に直結した磁選機用油圧モータである。なお、磁選機ベルト５９の循環軌跡の内側には、図示しない磁力発生手段が設けられており、搬送ベルト５０上の鉄筋等の異物は、磁選機ベルト５９越しに作用する磁力発生手段からの磁力により磁選機ベルト５９に吸着され、排出コンベア４０の側方に搬送され落下させられるようになっている。
【００２４】
ここで、上記走行体１、フィーダ１５、破砕装置２０、排出コンベア４０、及び磁選機５５は、この自走式破砕機に備えられる油圧駆動装置によって駆動される被駆動部材を構成している。図４乃至図６は、本発明の自走式破砕機の一実施の形態に備えられる油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
【００２５】
これら図４乃至図６において、油圧駆動装置は、エンジン６１と、このエンジン６１によって駆動される可変容量型の第１油圧ポンプ６２及び第２油圧ポンプ６３と、同様にエンジン６１によって駆動される固定容量型のパイロットポンプ６４と、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３から吐出される圧油がそれぞれ供給される左・右走行用油圧モータ８Ｌ，８Ｒ、フィーダ用油圧モータ１９、破砕装置用油圧モータ２１、排出コンベア用油圧モータ４８、及び磁選機用油圧モータ６０と、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３からこれら油圧モータ８Ｌ，８Ｒ，１９，２１，４８，６０に供給される圧油の流れ（方向及び流量、若しくは流量のみ）を制御する６つのコントロールバルブ６５，６６，６７，６８，６９，７０と、前記の運転席３５に設けられ、左・右走行用コントロールバルブ６６，６７（後述）をそれぞれ切り換え操作するための左・右走行用操作レバー３６ａ，３７ａと、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出流量Ｑ１，Ｑ２（後述の図８参照）を調整する制御手段、例えばレギュレータ装置７１，７２と、例えば運転席３５内に設けられ、破砕装置２０、フィーダ１５、排出コンベア４０、及び磁選機５５の始動・停止等を操作者が指示入力して操作するための操作盤７３とを有している。
【００２６】
上記６つのコントロールバルブ６５〜７０は、２位置切換弁又は３位置切換弁であり、破砕装置用油圧モータ２１に接続された破砕装置用コントロールバルブ６５と、左走行用油圧モータ８Ｌに接続された左走行用コントロールバルブ６６と、右走行用油圧モータ８Ｒに接続された右走行用コントロールバルブ６７と、フィーダ用油圧モータ１９に接続されたフィーダ用コントロールバルブ６８と、排出コンベア用油圧モータ４８に接続された排出コンベア用コントロールバルブ６９と、磁選機用油圧モータ６０に接続された磁選機用コントロールバルブ７０とから構成されている。
【００２７】
このとき、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３のうち、第１油圧ポンプ６２は、左走行用コントロールバルブ６６及び破砕装置用コントロールバルブ６５を介して左走行用油圧モータ８Ｌ及び破砕装置用油圧モータ２１へ供給するための圧油を吐出するようになっている。これらコントロールバルブ６５，６６はいずれも、対応する油圧モータ２１，８Ｌへの圧油の方向及び流量を制御可能な３位置切換弁となっており、第１油圧ポンプ６２の吐出管路７４に接続されたセンターバイパスライン７５において、上流側から、左走行用コントロールバルブ６６、破砕装置用コントロールバルブ６５の順序で配置されている。なお、センターバイパスライン７５の最下流側には、ポンプコントロールバルブ７６（詳細は後述）が設けられている。
【００２８】
一方、第２油圧ポンプ６３は、右走行用コントロールバルブ６７、フィーダ用コントロールバルブ６８、排出コンベア用コントロールバルブ６９、及び磁選機用コントロールバルブ７０を介し、右走行用油圧モータ８Ｒ、フィーダ用油圧モータ１９、排出コンベア用油圧モータ４８、及び磁選機用油圧モータ６０へ供給するための圧油を吐出するようになっている。これらのうち右走行用コントロールバルブ６７は対応する右走行用油圧モータ８Ｒへの圧油の流れを制御可能な３位置切換弁となっており、その他のコントロールバルブ６８，６９，７０は対応する油圧モータ１９，４８，６０への圧油の流量を制御可能な２位置切換弁となっており、第２油圧ポンプ６３の吐出管路７７に接続されたセンターバイパスライン７８ａ及びこれの下流側にさらに接続されたセンターライン７８ｂにおいて、上流側から、右走行用コントロールバルブ６７、磁選機用コントロールバルブ７０、排出コンベア用コントロールバルブ６９、及びフィーダ用コントロールバルブ６８の順序で配置されている。なお、センターライン７８ｂは、最下流側のフィーダ用コントロールバルブ６８の下流側で閉止されている。
【００２９】
上記コントロールバルブ６５〜７０のうち、左・右走行用コントロールバルブ６６，６７はそれぞれ、パイロットポンプ６４で発生されたパイロット圧を用いて操作されるセンターバイパス型のパイロット操作弁である。これら左・右走行用コントロールバルブ６６，６７は、パイロットポンプ６４で発生され前述の操作レバー３６ａ，３７ａを備えた操作レバー装置３６，３７で所定圧力に減圧されたパイロット圧により操作される。
【００３０】
すなわち、操作レバー装置３６，３７は、操作レバー３６ａ，３７ａとその操作量に応じたパイロット圧を出力する一対の減圧弁３６ｂ，３６ｂ及び３７ｂ，３７ｂとを備えている。操作レバー装置３６の操作レバー３６ａを図４中ａ方向（又はその反対方向、以下対応関係同じ）に操作すると、パイロット圧がパイロット管路７９（又はパイロット管路８０）を介して左走行用コントロールバルブ６６の駆動部６６ａ（又は駆動部６６ｂ）に導かれ、これによって左走行用コントロールバルブ６６が図４中上側の切換位置６６Ａ（又は下側の切換位置６６Ｂ）に切り換えられ、第１油圧ポンプ６２からの圧油が吐出管路７４、センターバイパスライン７５、及び左走行用コントロールバルブ６６の切換位置６６Ａ（又は下側の切換位置６６Ｂ）を介して左走行用油圧モータ８Ｌに供給され、左走行用油圧モータ８Ｌが順方向（又は逆方向）に駆動される。
【００３１】
なお、操作レバー３６ａを図４に示す中立位置にすると、左走行用コントロールバルブ６６はばね６６ｃ，６６ｄの付勢力で図４に示す中立位置に復帰し、左走行用油圧モータ８Ｌは停止する。
【００３２】
同様に、操作レバー装置３７の操作レバー３７ａを図４中ｂ方向（又はその反対方向）に操作すると、パイロット圧がパイロット管路８１（又はパイロット管路８２）を介し右走行用コントロールバルブ６７の駆動部６７ａ（又は駆動部６７ｂ）に導かれて図４中上側の切換位置６７Ａ（又は下側の切換位置６７Ｂ）に切り換えられ、右走行用油圧モータ８Ｒが順方向（又は逆方向）に駆動されるようになっている。操作レバー３７ａを中立位置にするとばね６７ｃ，６７ｄの付勢力で右走行用コントロールバルブ６７は中立位置に復帰し右走行用油圧モータ８Ｒは停止する。
【００３３】
ここで、パイロットポンプ６４からのパイロット圧を操作レバー装置３６，３７に導くパイロット導入管路８３ａ，８３ｂには、コントローラ８４からの駆動信号Ｓｔ（後述）で切り換えられるソレノイド制御弁８５が設けられている。このソレノイド制御弁８５は、ソレノイド８５ａに入力される駆動信号ＳｔがＯＮになると図６中左側の連通位置８５Ａに切り換えられ、パイロットポンプ６４からのパイロット圧を導入管路８３ａ，８３ｂを介し操作レバー装置３６，３７に導き、操作レバー３６ａ，３７ａによる左・右走行用コントロールバルブ６６，６７の上記操作を可能とする。
【００３４】
一方、駆動信号ＳｔがＯＦＦになると、ソレノイド制御弁８５はばね８５ｂの復元力で図６中右側の遮断位置８５Ｂに復帰し、導入管路８３ａと導入管路８３ｂとを遮断すると共に導入管路８３ｂをタンク８６へのタンクライン８６ａに連通させ、この導入管路８３ｂ内の圧力をタンク圧とし、操作レバー装置３６，３７による左・右走行用コントロールバルブ６６，６７の上記操作を不可能とするようになっている。
【００３５】
破砕装置用コントロールバルブ６５は、両端にソレノイド駆動部６５ａ，６５ｂを備えたセンターバイパス型の電磁比例弁である。ソレノイド駆動部６５ａ，６５ｂには、コントローラ８４からの駆動信号Ｓｃｒで駆動されるソレノイドがそれぞれ設けられており、破砕装置用コントロールバルブ６５はその駆動信号Ｓｃｒの入力に応じて切り換えられるようになっている。
【００３６】
すなわち、駆動信号Ｓｃｒが破砕装置２０の正転（又は逆転、以下、対応関係同じ）に対応する信号、例えばソレノイド駆動部６５ａ及び６５ｂへの駆動信号ＳｃｒがそれぞれＯＮ及びＯＦＦ（又はソレノイド駆動部６５ａ及び６５ｂへの駆動信号ＳｃｒがそれぞれＯＦＦ及びＯＮ）になると、破砕装置用コントロールバルブ６５が図４中上側の切換位置６５Ａ（又は下側の切換位置６５Ｂ）に切り換えられる。これにより、第１油圧ポンプ６２からの圧油が吐出管路７４、センターバイパスライン７５、及び破砕装置用コントロールバルブ６５の切換位置６５Ａ（又は下側の切換位置６５Ｂ）を介して破砕装置用油圧モータ２１に供給され、破砕装置用油圧モータ２１が順方向（又は逆方向）に駆動される。
【００３７】
駆動信号Ｓｃｒが破砕装置２０の停止に対応する信号、例えばソレノイド駆動部６５ａ及び６５ｂへの駆動信号ＳｃｒがともにＯＦＦになると、コントロールバルブ６５がばね６５ｃ，６５ｄの付勢力で図４に示す中立位置に復帰し、破砕装置用油圧モータ２１は停止する。
【００３８】
ポンプコントロールバルブ７６は、流量を圧力に変換する機能を備えるものであり、前記のセンターバイパスライン７５とタンクライン８６ｂとを絞り部分７６ａａを介して接続・遮断可能なピストン７６ａと、このピストン７６ａの両端部を付勢するばね７６ｂ，７６ｃと、前記のパイロットポンプ６４の吐出管路８７にパイロット導入管路８８ａ（後述）及びパイロット導入管路８８ｃ（同）を介して上流側が接続されてパイロット圧が導かれ、下流側がタンクライン８６ｃに接続され、かつ前記のばね７６ｂによってリリーフ圧が可変に設定される可変リリーフ弁７６ｄとを備えている。
【００３９】
このような構成により、ポンプコントロールバルブ７６は以下のように機能する。すなわち、上述したように左走行用コントロールバルブ６６及び破砕装置用コントロールバルブ６５はセンターバイパス型の弁となっており、センターバイパスライン７５を流れる流量は、各コントロールバルブ６６，６５の操作量（すなわちスプールの切換ストローク量）により変化する。各コントロールバルブ６６，６５の中立時、すなわち第１油圧ポンプ６２へ要求する各コントロールバルブ６６，６５の要求流量（言い換えれば左走行用油圧モータ８Ｌ及び破砕装置用油圧モータ２１の要求流量）が少ない場合には、第１油圧ポンプ６２から吐出される圧油のうちほとんどが余剰流量Ｑｔ１（後述の図７参照）としてセンターバイパスライン７５を介してポンプコントロールバルブ７６に導入され、比較的大きな流量の圧油がピストン７６ａの絞り部分７６ａａを介してタンクライン８６ｂへ導出される。これにより、ピストン７６ａは図４中右側に移動するので、ばね７６ｂによるリリーフ弁７６ｄの設定リリーフ圧が低くなり、管路８８ｃから分岐して設けられ後述のネガティブ傾転制御用の第１サーボ弁１３１へ至る管路９０に、比較的低い制御圧力（ネガコン圧）Ｐｃ１を発生する。
【００４０】
逆に、各コントロールバルブ６６，６５が操作されて開状態となった場合、すなわち第１油圧ポンプ６２へ要求する要求流量が多い場合には、センターバイパスライン７５に流れる前記余剰流量Ｑｔ１は、油圧モータ８Ｌ，２１側へ流れる流量分だけ減じられるため、ピストン絞り部分７６ａａを介しタンクライン８６ｂへ導出される圧油流量は比較的小さくなり、ピストン７６ａは図４中左側に移動してリリーフ弁７６ｄの設定リリーフ圧が高くなるので、管路９０の制御圧力Ｐｃ１は高くなる。
【００４１】
本実施の形態では、後述するように、この制御圧力（ネガコン圧）Ｐｃ１の変動に基づき、第１油圧ポンプ６２の斜板６２Ａの傾転角を制御するようになっている（詳細は後述）。
【００４２】
なお、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出管路７４，７７から分岐した管路９１，９２には、リリーフ弁９３及びリリーフ弁９４がそれぞれ設けられており、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧Ｐ１，Ｐ２の最大値を制限するためのリリーフ圧の値を、それぞれに備えられたばね９３ａ，９４ａの付勢力で設定するようになっている。
【００４３】
フィーダ用コントロールバルブ６８は、ソレノイド駆動部６８ａを備えた電磁切換弁である。ソレノイド駆動部６８ａには、コントローラ８４からの駆動信号Ｓｆで駆動されるソレノイドが設けられており、フィーダ用コントロールバルブ６８はその駆動信号Ｓｆの入力に応じて切り換えられるようになっている。すなわち、駆動信号Ｓｆがフィーダ１５を動作させるＯＮ信号になると、フィーダ用コントロールバルブ６８が図５中上側の切換位置６８Ａに切り換えられる。
【００４４】
これにより、吐出管路７７、センターバイパスライン７８ａ、及びセンターライン７８ｂを介し導かれた第２油圧ポンプ６３からの圧油は、切換位置６８Ａに備えられた絞り手段６８Ａａから、これに接続する管路９５、この管路９５に設けられた圧力制御弁９６（詳細は後述）、切換位置６８Ａに備えられたポート６８Ａｂ、及びこのポート６８Ａｂに接続する供給管路９７を経て、フィーダ用油圧モータ１９に供給され、この油圧モータ１９が駆動される。駆動信号Ｓｆがフィーダ１５の停止に対応するＯＦＦ信号になると、フィーダ用コントロールバルブ６８はばね６８ｂの付勢力で図５に示す遮断位置６８Ｂに復帰し、フィーダ用油圧モータ１９は停止する。
【００４５】
排出コンベア用コントロールバルブ６９は、上記フィーダ用コントロールバルブ６８同様、そのソレノイド駆動部６９ａにコントローラ８４からの駆動信号Ｓｃｏｎで駆動されるソレノイドが設けられる。駆動信号Ｓｃｏｎが排出コンベア４０を動作させるＯＮ信号になると、コンベア用コントロールバルブ６９は図５中上側の連通位置６９Ａに切り換えられ、センターライン７８ｂからの圧油が、切換位置６９Ａの絞り手段６９Ａａから、管路９８、圧力制御弁９９（詳細は後述）、切換位置６９Ａのポート６９Ａｂ、及びこのポート６９Ａｂに接続する供給管路１００を介し排出コンベア用油圧モータ４８に供給されて駆動される。駆動信号Ｓｃｏｎが排出コンベア４０の停止に対応するＯＦＦ信号になると、排出コンベア用コントロールバルブ６９はばね６９ｂの付勢力で図５に示す遮断位置６９Ｂに復帰し、排出コンベア用油圧モータ４８は停止する。
【００４６】
磁選機用コントロールバルブ７０は、上記フィーダ用コントロールバルブ６８及び排出コンベア用コントロールバルブ６９同様、ソレノイド駆動部７０ａのソレノイドがコントローラ８４からの駆動信号Ｓｍで駆動される。駆動信号ＳｍがＯＮ信号になると、磁選機用コントロールバルブ７０は図５中上側の連通位置７０Ａに切り換えられ、圧油が絞り手段７０Ａａ、管路１０１、圧力制御弁１０２（詳細は後述）、ポート７０Ａｂ、供給管路１０３を介し磁選機用油圧モータ６０に供給されて駆動される。駆動信号ＳｍがＯＦＦ信号になると、磁選機用コントロールバルブ７０はばね７０ｂの付勢力で遮断位置７０Ｂに復帰する。
【００４７】
なお、上記したフィーダ用油圧モータ１９、排出コンベア用油圧モータ４８、及び磁選機用油圧モータ６０への圧油の供給に関し、回路保護等の観点から、供給管路９７，１００，１０３とタンクライン８６ｂとの間を接続する管路１０４，１０５，１０６に、それぞれリリーフ弁１０７，１０８，１０９が設けられている。
【００４８】
ここで、前述した管路９５，９８，１０１に設けた圧力制御弁９６，９９，１０２に係わる機能について説明する。
フィーダ用コントロールバルブ６８の切換位置６８Ａの前記ポート６８Ａｂ、排出コンベア用コントロールバルブ６９の切換位置６９Ａの前記ポート６９Ａｂ、及び磁選機用コントロールバルブ７０の切換位置７０Ａのポート７０Ａｂには、それぞれ、対応するフィーダ用油圧モータ１９、排出コンベア用油圧モータ４８、磁選機用油圧モータ６０の負荷圧力をそれぞれ検出するための負荷検出ポート６８Ａｃ、負荷検出ポート６９Ａｃ、負荷検出ポート７０Ａｃが連通されている。このとき、負荷検出ポート６８Ａｃは負荷検出管路１１０に接続しており、負荷検出ポート６９Ａｃは負荷検出管路１１１に接続しており、負荷検出ポート７０Ａｃは負荷検出管路１１２に接続している。
【００４９】
ここで、フィーダ用油圧モータ１９の負荷圧力が導かれる前記負荷検出管路１１０と、排出コンベア用油圧モータ４８の負荷圧力が導かれる前記負荷検出管路１１１とは、さらにシャトル弁１１３を介して負荷検出管路１１４に接続され、シャトル弁１１３を介して選択された高圧側の負荷圧力はこの負荷検出管路１１４に導かれるようになっている。またこの負荷検出管路１１４と、磁選機用油圧モータ６０の負荷圧力が導かれる前記負荷検出管路１１２とは、シャトル弁１１５を介して最大負荷検出管路１１６に接続され、シャトル弁１１５で選択された高圧側の負荷圧力が最大負荷圧力として最大負荷検出管路１１６に導かれるようになっている。
【００５０】
そして、この最大負荷検出管路１１６に導かれた最大負荷圧力は、最大負荷検出管路１１６に接続する管路１１７，１１８，１１９，１２０を介して、対応する前記圧力制御弁９６，９９，１０２の一方側にそれぞれ伝達される。このとき、圧力制御弁９６，９９，１０２の他方側には前記の管路９５，９８，１０１内の圧力、すなわち絞り手段６８Ａａ，６９Ａａ，７０Ａａの下流側圧力が導かれている。
【００５１】
以上により、圧力制御弁９６，９９，１０２は、コントロールバルブ６８，６９，７０の絞り手段６８Ａａ，６９Ａａ，７０Ａａの下流側圧力と、フィーダ用油圧モータ１９、排出コンベア用油圧モータ４８、及び磁選機用油圧モータ６０のうちの最大負荷圧力との差圧に応答して作動し、各油圧モータ１９，４８，６０の負荷圧力の変化にかかわらず、前記の差圧を一定値に保持するようになっている。すなわち、絞り手段６８Ａａ，６９Ａａ，７０Ａａの下流側圧力を、前記の最大負荷圧力よりもばね９６ａ，９９ａ，１０２ａによる設定圧分だけ高くするようになっている。
【００５２】
一方、第２油圧ポンプ６３の吐出管路７７に接続したセンターバイパスライン７８ａ及びセンターライン７８ｂから分岐したブリードオフ管路１２１には、ばね１２２ａを備えたリリーフ弁（アンロード弁）１２２が設けられている。このリリーフ弁１２２の一方側には、最大負荷検出管路１１６、これに接続する管路１２３を介し最大負荷圧力が導かれており、またリリーフ弁１２２の他方側にはポート１２２ｂを介しブリードオフ管路１２１内の圧力が導かれている。これにより、リリーフ弁１２２は、管路１２１及びセンターライン７８ｂ内の圧力を、前記の最大負荷圧力よりもばね１２２ａによる設定圧分だけ高くするようになっている。すなわち、リリーフ弁１２２は、管路１２１及びセンターライン７８ｂ内の圧力が、最大負荷圧が導かれる管路１２３内の圧力にばね１２２ａのばね力分が加算された圧力になったときに、管路１２１の圧油をポンプコントロールバルブ１２４を介してタンク８６へと導くようになっている。以上の結果、第２油圧ポンプ６３の吐出圧が最大負荷圧よりもばね１２２ａによる設定圧分だけ高くなるロードセンシング制御が実現される。
なお、このときばね１２２ａで設定されるリリーフ圧は、前述したリリーフ弁９３及びリリーフ弁９４の設定リリーフ圧よりも小さい値に設定されている。
【００５３】
そして、ブリードオフ管路１２１のリリーフ弁１２２より下流側には、前記のポンプコントロールバルブ７６と同様の流量−圧力変換機能をもつポンプコントロールバルブ１２４が設けられており、タンクライン８６ｄに接続されるタンクライン８６ｅと管路１２１とを絞り部分１２４ａａを介して接続・遮断可能なピストン１２４ａと、このピストン１２４ａの両端部を付勢するばね１２４ｂ，１２４ｃと、前記のパイロットポンプ６４の吐出管路８７にパイロット導入管路８８ａ及びパイロット導入管路８８ｂを介して上流側が接続されてパイロット圧が導かれ、下流側が上記タンクライン８６ｅに接続され、かつ前記のばね１２４ｂによってリリーフ圧が可変に設定される可変リリーフ弁１２４ｄとを備えている。
【００５４】
このような構成により、破砕作業時において、ポンプコントロールバルブ１２４は以下のように機能する。すなわち、上述したようにセンターライン７８ｂの最下流側端は閉止されており、また破砕作業時には後述のように右走行用コントロールバルブ６７は操作されないため、センターライン７８ｂを流れる圧油の圧力は、フィーダ用コントロールバルブ６８、排出コンベア用コントロールバルブ６９、磁選機用コントロールバルブ７０の操作量（すなわちスプールの切換ストローク量）により変化する。各コントロールバルブ６８，６９，７０の中立時、すなわち第２油圧ポンプ６３へ要求する各コントロールバルブ６８，６９，７０の要求流量（言い換えれば各油圧モータ１９，４８，６０の要求流量）が少ない場合には、第２油圧ポンプ６３から吐出される圧油はほとんど供給管路９７，１００，１０３に導入されないため、余剰流量Ｑｔ２（後述の図７参照）としてリリーフ弁１２２から下流側へ導出され、ポンプコントロールバルブ１２４に導入される。これにより、比較的大きな流量の圧油がピストン１２４ａの絞り部分１２４ａａを介してタンクライン８６ｅへ導出されるので、ピストン１２４ａは図５中右側に移動してばね１２４ｂによるリリーフ弁１２４ｄの設定リリーフ圧が低くなり、パイロット導入管路８８ｂから分岐して設けられ後述のネガティブ傾転制御用の第１サーボ弁１３２へ至る管路１２５に、比較的低い制御圧力（ネガコン圧）Ｐｃ２を発生する。
【００５５】
逆に、各コントロールバルブが操作されて開状態となった場合、すなわち第２油圧ポンプ６３への要求流量が多い場合には、ブリードオフ管路１２１に流れる前記余剰流量Ｑｔ２が油圧モータ１９，４８，６０側へ流れる流量分だけ減じられるため、ピストン絞り部分１２４ａａを介しタンクライン８６ｅへ導出される圧油流量は比較的小さくなり、ピストン１２４ａは図５中左側に移動してリリーフ弁１２４ｄの設定リリーフ圧が高くなるので、管路１２５の制御圧力Ｐｃ２は高くなる。本実施の形態では、後述するように、この制御圧力Ｐｃ２の変動に基づき、第２油圧ポンプ６３の斜板６３Ａの傾転角を制御するようになっている（詳細は後述）。
【００５６】
以上説明した、圧力制御弁９６，９９，１０２による絞り手段６８Ａａ，６９Ａａ，７０Ａａの下流側圧力と最大負荷圧力との間の制御、及びリリーフ弁１２２によるブリードオフ管路１２１内の圧力と最大負荷圧力との間の制御により、絞り手段６８Ａａ，６９Ａａ，７０Ａａの前後差圧を一定とする圧力補償機能を果たすこととなる。これにより、各油圧モータ１９，４８，６０の負荷圧力の変化にかかわらず、コントロールバルブ６８，６９，７０の開度に応じた流量の圧油を対応する油圧モータに供給できるようになっている。
そして、この圧力補償機能と、ポンプコントロールバルブ１２４からの制御圧力Ｐｃ２の出力に基づく後述の油圧ポンプ６３の斜板６３Ａの傾転角制御とにより、結果として、第２油圧ポンプ６３の吐出圧と絞り手段６８Ａａ，６９Ａａ，７０Ａａの下流側圧力との差が一定に保持されるようになっている（詳細は後述）。
【００５７】
また、最大負荷圧が導かれる管路１２３とタンクライン８６ｅとの間にはリリーフ弁１２６が設けられ、管路１２３内の最大圧力をばね１２６ａの設定圧以下に制限し、回路保護を図るようになっている。すなわち、このリリーフ弁１２６と前記リリーフ弁１２２とでシステムリリーフ弁を構成しており、管路１２３内の圧力が、ばね１２６ａで設定された圧力より大きくなると、リリーフ弁１２６の作用により管路１２３内の圧力がタンク圧に下がり、これによって前述のリリーフ弁１２２が作動しリリーフ状態となるようになっている。
【００５８】
前記のレギュレータ装置７１，７２は、傾転アクチュエータ１２９，１３０と、第１サーボ弁１３１，１３２と第２サーボ弁１３３，１３４とを備え、これらのサーボ弁１３１〜１３４によりパイロットポンプ６４や第１及び第２油圧ポンプ６２，６３から傾転アクチュエータ１２９，１３０に作用する圧油の圧力を制御し、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の斜板６２Ａ，６３Ａの傾転（すなわち押しのけ容積）を制御するようになっている。
【００５９】
傾転アクチュエータ１２９，１３０は、両端に大径の受圧部１２９ａ，１３０ａ及び小径の受圧部１２９ｂ，１３０ｂを有する作動ピストン１２９ｃ，１３０ｃと、受圧部１２９ａ，１２９ｂ及び１３０ａ，１３０ｂがそれぞれ位置する受圧室１２９ｄ，１２９ｅ及び１３０ｄ，１３０ｅとを有する。そして、両受圧室１２９ｄ，１２９ｅ及び１３０ｄ，１３０ｅの圧力が互いに等しいときは、作動ピストン１２９ｃ，１３０ｃは受圧面積の差によって図６中右方向に移動し、これによって斜板６２Ａ，６３Ａの傾転は大きくなり、ポンプ吐出流量Ｑ１，Ｑ２が増大する。また、大径側の受圧室１２９ｄ，１３０ｄの圧力が低下すると、作動ピストン１２９ｃ，１３０ｃは図６中左方向に移動し、これによって斜板６２Ａ，６３Ａの傾転が小さくなりポンプ吐出流量Ｑ１，Ｑ２が減少するようになっている。なお、大径側の受圧室１２９ｄ，１３０ｄは第１及び第２サーボ弁１３１〜１３４を介して、パイロットポンプ６４の吐出管路８７に連通する管路１３５に接続されており、小径側の受圧室１２９ｅ，１３０ｅは直接管路１３５に接続されている。
【００６０】
第１サーボ弁１３１，１３２のうち、レギュレータ装置７１の第１サーボ弁１３１は前述したようにポンプコントロールバルブ７６からの制御圧力（ネガコン圧）Ｐｃ１により駆動されるネガティブ傾転制御用のサーボ弁であり、レギュレータ装置７２の第１サーボ弁１３２は、前述したようにポンプコントロールバルブ１２４からの制御圧力Ｐｃ２により駆動されるネガティブ傾転制御用のサーボ弁であり、これらは互いに同等の構造となっている。
【００６１】
すなわち、制御圧力ＰＣ１，ＰＣ２が高いときは弁体１３１ａ，１３２ａが図６中右方向に移動し、パイロットポンプ６４からのパイロット圧Ｐ_Ｐを減圧せずに傾転アクチュエータ１２９，１３０の受圧室１２９ｄ，１３０ｄに伝達し、これによって斜板６２Ａ，６３Ａの傾転が大きくなって第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出流量Ｑ１，Ｑ２を増大させる。そして制御圧力ＰＣ１，ＰＣ２が低下するにしたがって弁体１３１ａ，１３２ａがばね１３１ｂ，１３２ｂの力で図６中左方向に移動し、パイロットポンプ６４からのパイロット圧Ｐ_Ｐを減圧して受圧室１２９ｄ，１３０ｄに伝達し、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出流量Ｑ１，Ｑ２を減少させるようになっている。
【００６２】
以上により、レギュレータ装置７１の第１サーボ弁１３１では、前述したポンプコントロールバルブ７６の機能と併せてコントロールバルブ６５，６６の要求流量に応じた吐出流量Ｑ１が得られるよう、具体的にはセンターバイパスライン７５から流入しポンプコントロールバルブ７６を通過する流量が最小となるように第１油圧ポンプ６２の斜板６２Ａの傾転（吐出流量）を制御する、いわゆるネガティブコントロールが実現される。
【００６３】
また、レギュレータ装置７２の第１サーボ弁１３２では、前述したポンプコントロールバルブ１２４の機能と併せ、コントロールバルブ６７，６８，６９，７０の要求流量に応じた吐出流量Ｑ２が得られるよう、具体的にはセンターバイパスライン７８ａから流入しポンプコントロールバルブ１２４を通過する流量が最小となるように第２油圧ポンプ６３の斜板６３Ａの傾転（吐出流量）を制御する、いわゆるネガティブコントロールが実現される。
【００６４】
以上のような構成の結果実現される、前記ポンプコントロールバルブ７６，１２４及び前記レギュレータ装置７１，７２によるポンプ吐出流量の制御特性を図７及び図８を用いて説明する。
図７は、第１油圧ポンプ６２から吐出されセンターバイパスライン７５を介してポンプコントロールバルブ７６のピストン絞り部分７６ａａへ導かれる前記余剰流量Ｑｔ１、又は第２油圧ポンプ６３から吐出されリリーフ弁１２２を介してポンプコントロールバルブ１２４の前記ピストン絞り部分１２４ａａへ導かれる前記余剰流量Ｑｔ２と、このときポンプコントロールバルブ７６，１２４の前記可変リリーフ弁７６ｄ，１２４ｄの機能によって発生される前記制御圧力Ｐｃ１，Ｐｃ２との関係を表した図である。また、図８は、上記制御圧力Ｐｃ１，Ｐｃ２と第１及び第２油圧ポンプ６２，６３のポンプ吐出流量Ｑ１，Ｑ２との関係を示した図である。
【００６５】
これらの図７及び図８において、コントロールバルブ６５，６６（又はコントロールバルブ６７，７０，６９，６８、以下対応関係同じ）の要求流量が多く第１油圧ポンプ６２（又は第２油圧ポンプ６３）からポンプコントロールバルブ７６（又はポンプコントロールバルブ１２４）への余剰流量Ｑｔ１（又は余剰流量Ｑｔ２）が全くないと制御圧力Ｐｃ１（又は制御圧力Ｐｃ２）は最大値Ｐ１となり（図７中の点▲１▼）、この結果、図８中の点▲１▼′に示すように、ポンプ吐出流量Ｑ１（又はポンプ吐出流量Ｑ２）は最大値Ｑｍａｘとなる。
【００６６】
コントロールバルブ６５，６６（又はコントロールバルブ６７，７０，６９，６８）の要求流量が減少して第１油圧ポンプ６２（又は第２油圧ポンプ６３）からポンプコントロールバルブ７６（又はポンプコントロールバルブ１２４）への余剰流量Ｑｔ１（又はＱｔ２）が増加するにつれて、図７中実線Ａで示すように、制御圧力Ｐｃ１（又は制御圧力Ｐｃ２）は前記最大値Ｐ１からほぼ直線的に減少し、この結果、図８に示すように、ポンプ吐出流量Ｑ１（又はポンプ吐出流量Ｑ２）も前記最大値Ｑｍａｘからほぼ直線的に減少する。
【００６７】
そして、図７において、コントロールバルブ６５，６６（又はコントロールバルブ６７，７０，６９，６８）の要求流量がさらに減少し余剰流量Ｑｔ１（又はＱｔ２）がさらに増加して制御圧力Ｐｃ１（又はＰｃ２）がタンク圧ＰＴまで減少すると（図７中の点▲２▼）、図８中の点▲２▼′に示すようにポンプ吐出流量Ｑ１（又はポンプ吐出流量Ｑ２）は最小値Ｑｍｉｎとなるが、これ以降は、可変リリーフ弁７６ｄ，１２４ｄが全開状態となり、余剰流量Ｑｔ１（又はＱｔ２）が増加しても制御圧力Ｐｃ１（又はＰｃ２）はタンク圧ＰＴのままとなり、ポンプ吐出流量Ｑ１（又はＱ２）も最小値Ｑｍｉｎのままとなる（図８中の点▲２▼′）。
【００６８】
この結果、前述したように、コントロールバルブ６５，６６の要求流量に応じた吐出流量Ｑ１が得られるよう第１油圧ポンプ６２の斜板６２Ａの傾転を制御するネガティブコントロールや、コントロールバルブ６７，７０，６９，６８の要求流量に応じた吐出流量Ｑ２が得られるよう第２油圧ポンプ６３の斜板６３Ａの傾転を制御するネガティブコントロールを実現するようになっている。
【００６９】
図４乃至図６に戻り、第２サーボ弁１３３，１３４は、いずれも入力トルク制限制御用のサーボ弁で、互いに同一の構造となっている。すなわち、第２サーボ弁１３３，１３４は、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧Ｐ１，Ｐ２により作動する弁であり、それら吐出圧Ｐ１，Ｐ２が、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出管路７４，７７から分岐して設けられた吐出圧検出管路１３６ａ〜ｃ，１３７ａ〜ｃを介し、操作駆動部１３３ａの受圧室１３３ｂ，１３３ｃ及び操作駆動部１３４ａの受圧室１３４ｂ，１３４ｃにそれぞれ導かれるようになっている。
【００７０】
すなわち、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧の和Ｐ１＋Ｐ２によって操作駆動部１３３ａ，１３４ａに作用する力がばね１３３ｄ，１３４ｄで設定されるばね力によって弁体１３３ｅ，１３４ｅに作用する力より小さいときは、弁体１３３ｅ，１３４ｅは図６中右方向に移動し、パイロットポンプ６４から第１サーボ弁１３１，１３２を介し導かれたパイロット圧Ｐ_Ｐを減圧せずに傾転アクチュエータ１２９，１３０の受圧室１２９ｄ，１３０ｄに伝達し、これによって第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の斜板６２Ａ，６３Ａの傾転を大きくして吐出流量を大きくする。
【００７１】
そして、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧の和Ｐ１＋Ｐ２による力がばね１３３ｄ，１３４ｄのばね力設定値による力よりも大きくなるにしたがって弁体１３３ｅ，１３４ｅが図６中左方向に移動し、パイロットポンプ６４から第１サーボ弁１３１，１３２を介し導かれたパイロット圧Ｐ_Ｐを減圧して受圧室１２９ｄ，１３０ｄに伝達し、これによって第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出流量を減少させるようになっている。
【００７２】
以上により、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧Ｐ１，Ｐ２が上昇するに従って第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出流量Ｑ１，Ｑ２の最大値Ｑ１ｍａｘ，Ｑ２ｍａｘが小さく制限され、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の入力トルクの合計をエンジン６１の出力トルク以下に制限するように第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の斜板６２Ａ，６３Ａの傾転が制御されるいわゆる入力トルク制限制御（馬力制御）が実現される。このとき、さらに詳細には、第１油圧ポンプ６２の吐出圧Ｐ１と第２油圧ポンプ６３の吐出圧Ｐ２との和に応じて、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の入力トルクの合計をエンジン６１の出力トルク以下に制限するいわゆる全馬力制御が実現されるようになっている。
【００７３】
本実施の形態では、第１油圧ポンプ６２及び第２油圧ポンプ６３の両方がほぼ同一の特性に制御される。すなわち、レギュレータ装置７１の第２サーボ弁１３３において第１油圧ポンプ６２を制御するときにおける第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧の和Ｐ１＋Ｐ２と第１油圧ポンプ６２の吐出流量Ｑ１の最大値Ｑ１ｍａｘとの関係と、レギュレータ装置７２の第２サーボ弁１３４において第２油圧ポンプ６３を制御するときにおける第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧の和Ｐ１＋Ｐ２と第２油圧ポンプ６３の吐出流量Ｑ２の最大値Ｑ２ｍａｘとの関係とが、互いに略同一の関係（例えば１０％程度の幅で）となるように、かつ、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出流量Ｑ１，Ｑ２の最大値Ｑ１ｍａｘ，Ｑ２ｍａｘを互いに略同じ値（同）で制限するようになっている。
【００７４】
前記の操作盤７３は、破砕装置２０を起動・停止させるためのクラッシャ起動・停止スイッチ７３ａと、破砕装置２０の動作方向を正転又は逆転方向のいずれかに選択するためのクラッシャ正転・逆転選択ダイヤル７３ｂと、フィーダ１５を起動・停止させるためのフィーダ起動・停止スイッチ７３ｃと、排出コンベア４０を起動・停止させるための排出コンベア起動・停止スイッチ７３ｄと、磁選機５５を起動・停止させるための磁選機起動・停止スイッチ７３ｅと、走行操作を行う走行モード及び破砕作業を行う破砕モードのいずれか一方を選択するためのモード選択スイッチ７３ｆとを備えている。
【００７５】
操作者が上記操作盤７３の各種スイッチ及びダイヤルの操作を行うと、その操作信号が前記のコントローラ８４に入力される。コントローラ８４は、操作盤７３からの操作信号に基づき、前述した破砕装置用コントロールバルブ６５、フィーダ用コントロールバルブ６８、排出コンベア用コントロールバルブ６９、磁選機用コントロールバルブ７０、及びソレノイド制御弁８５のソレノイド駆動部６５ａ，６５ｂ、ソレノイド駆動部６８ａ、ソレノイド駆動部６９ａ、ソレノイド駆動部７０ａ、及びソレノイド８５ａへの前記の駆動信号Ｓｃｒ，Ｓｆ，Ｓｃｏｎ，Ｓｍ，Ｓｔを生成し、対応するソレノイドにそれらを出力するようになっている。
【００７６】
すなわち、操作盤７３のモード選択スイッチ７３ｆで「走行モード」が選択された場合には、ソレノイド制御弁８５への駆動信号ＳｔをＯＮにしてソレノイド制御弁８５を図６中左側の連通位置８５Ａに切り換え、操作レバー３６ａ，３７ａによる走行用コントロールバルブ６６，６７の操作を可能とする。操作盤７３のモード選択スイッチ７３ｆで「破砕モード」が選択された場合には、ソレノイド制御弁８５への駆動信号ＳｔをＯＦＦにして図６中右側の遮断位置８５Ｂに復帰させ、操作レバー３６ａ，３７ａによる走行用コントロールバルブ６６，６７の操作を不可能とする。
【００７７】
また、操作盤７３のクラッシャ正転・逆転選択ダイヤル７３ｂで「正転」（又は「逆転」、以下、対応関係同じ）が選択された状態でクラッシャ起動・停止スイッチ７３ａが「起動」側へ押された場合、破砕装置用コントロールバルブ６５のソレノイド駆動部６５ａ（又はソレノイド駆動部６５ｂ）への駆動信号ＳｃｒをＯＮにするとともにソレノイド駆動部６５ｂ（又はソレノイド駆動部６５ａ）への駆動信号ＳｃｒをＯＦＦにし、破砕装置用コントロールバルブ６５を図４中上側の切換位置６５Ａ（又は下側の切換位置６５Ｂ）に切り換え、第１油圧ポンプ６２からの圧油を破砕装置用油圧モータ２１に供給して駆動し、破砕装置２０を正転方向（又は逆転方向）に起動する。
【００７８】
その後、クラッシャ起動・停止スイッチ７３ａが「停止」側へ押された場合、破砕装置用コントロールバルブ６５のソレノイド駆動部６５ａ及びソレノイド駆動部６５ｂへの駆動信号ＳｃｒをともにＯＦＦにして図４に示す中立位置に復帰させ、破砕装置用油圧モータ２１を停止し、破砕装置２０を停止させる。
【００７９】
また、操作盤７３のフィーダ起動・停止スイッチ７３ｃが「起動」側へ押された場合、フィーダ用コントロールバルブ６８のソレノイド駆動部６８ａへの駆動信号ＳｆをＯＮにして図５中上側の切換位置６８Ａに切り換え、第２油圧ポンプ６３からの圧油をフィーダ用油圧モータ１９に供給して駆動し、フィーダ１５を起動する。その後、操作盤７３のフィーダ起動・停止スイッチ７３ｃが「停止」側へ押されると、フィーダ用コントロールバルブ６８のソレノイド駆動部６８ａへの駆動信号ＳｆをＯＦＦにして図５に示す中立位置に復帰させ、フィーダ用油圧モータ１９を停止し、フィーダ１５を停止させる。
【００８０】
同様に、排出コンベア起動・停止スイッチ７３ｄが「起動」側へ押された場合、排出コンベア用コントロールバルブ６９を図５中上側の切換位置６９Ａに切り換え、排出コンベア用油圧モータ４８を駆動して排出コンベア４０を起動し、排出コンベア起動・停止スイッチ７３ｄが「停止」側へ押されると、排出コンベア用コントロールバルブ６９を中立位置に復帰させ、排出コンベア４０を停止させる。
【００８１】
また、磁選機起動・停止スイッチ７３ｅが「起動」側へ押された場合、磁選機用コントロールバルブ７０を図５中上側の切換位置７０Ａに切り換え、磁選機用油圧モータ６０を駆動して磁選機５５を起動し、磁選機起動・停止スイッチ７３ｅが「停止」側へ押されると、磁選機用コントロールバルブ７０を中立位置に復帰させ、磁選機５５を停止させる。
【００８２】
ここで、本実施の形態の最も大きな特徴は、破砕作業中に、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧Ｐ１，Ｐ２に応じてフィーダ１５の駆動を自動的に減速又は停止することである。以下、この詳細について説明する。
図４乃至図６において、１３８，１３９は圧力センサであり、これら圧力センサ１３８及び１３９は、第１油圧ポンプ６２の吐出管路７４から分岐して設けた導圧管路１４０と第２油圧ポンプ６３の吐出管路７７から分岐して設けた導圧管路１４１とにそれぞれ設けられている（あるいは、図６中２点鎖線にて示すように前記吐出圧検出管路１３６ｂ，１３７ｃ等に設けてもよい）。これらの圧力センサ１３８，１３９は、検出した第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧Ｐ１，Ｐ２をコントローラ８４にそれぞれ出力するようになっている。
【００８３】
上記圧力センサ１３８，１３９から第１及び第２油圧ポンプの吐出圧Ｐ１，Ｐ２を入力されたコントローラ８４は、図９に示すフローチャートにしたがってフィーダ１５を制御する。この図９は、コントローラ８４の機能のうちフィーダの自動減速・停止制御に係わる制御内容を表すフローチャートである。なお、コントローラ８４は、操作者により操作盤７３のフィーダ起動・停止スイッチ７３ｃが「起動」側に押され、フィーダ１５が起動されると共にこの図９に示すフローを開始し、フィーダ起動・停止スイッチ７３ｃが「停止」側に押され、フィーダ１５を停止すると共にこのフローを終了するようになっている。
【００８４】
この図９において、まずステップ１０では、フィーダ１５がコントローラ８４により減速又は停止制御されているかどうかを示すフラグを、制御されていない状態を示す０にクリアし、次のステップ２０に移る。
【００８５】
ステップ２０では、圧力センサ１３８，１３９が検出した第１及び第２油圧ポンプ吐出圧Ｐ１，Ｐ２をそれぞれ入力し、次のステップ３０に移る。
【００８６】
ステップ３０では、上記ステップ２０で入力した吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値（Ｐ１＋Ｐ２）／２を算出し、この値がしきい値Ｐ_０以上であるかどうかを判定する。なお、このしきい値Ｐ_０は、第１油圧ポンプ６２の特性が高トルク側へ移動したときに、この第１油圧ポンプ６２の最大吐出流量Ｑ１ｍａｘが減少し始めるときの第１及び第２油圧ポンプの吐出圧Ｐ１及びＰ２の平均値であり（後述の図１３参照）、例えばコントローラ８４に予め記憶（又は適宜の外部端末により設定入力してもよい）されているものである。吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値がしきい値Ｐ_０以上の場合には判定が満たされ、次のステップ４０に移る。
【００８７】
ステップ４０では、前記フラグがフィーダ１５の減速又は停止制御されていない状態を示す０であるかどうかを判定する。フラグが１であれば判定が満たされず、ステップ２０に戻る。一方、フラグが０であれば判定が満たされ、次のステップ５０に移る。
【００８８】
ステップ５０では、吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値（Ｐ１＋Ｐ２）／２が上記しきい値Ｐ_０以上である状態が所定の時間継続したかどうかを判定する。なお、この所定の時間は例えばコントローラ８４に予め記憶（又は適宜の外部端末により設定入力してもよい）されているものである。所定の時間が経過していない場合には判定が満たされず、ステップ２０に戻る。一方、所定の時間が経過した場合には判定が満たされ、次のステップ６０に移る。
【００８９】
ステップ６０では、コントローラ８４がフィーダ用コントロールバルブ６８に出力する駆動信号Ｓｆを制御することによりフィーダ用油圧モータ１９に供給する圧油を低減又は遮断して、フィーダ１５を減速又は停止させ、次のステップ７０でフラグをフィーダ１５が減速又は停止制御されている状態を示す１にして、ステップ２０に戻る。
【００９０】
一方、先のステップ３０において、吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値がしきい値Ｐ_０より小さい場合には判定が満たされず、ステップ８０に移る。
ステップ８０では、フラグがフィーダ１５の減速又は停止制御されている状態を示す１であるかどうかを判定する。フラグが０であれば判定は満たされず、ステップ２０に戻る。一方、フラグが１であれば判定が満たされ、次のステップ９０に移る。
【００９１】
ステップ９０では、吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値（Ｐ１＋Ｐ２）／２がしきい値Ｐ_０より小さい状態が所定の時間継続したかどうかを判定する。なお、この所定の時間は例えばコントローラ８４に予め記憶（又は適宜の外部端末により設定入力してもよい）されているものである。所定の時間が経過していない場合には判定が満たされず、ステップ２０に戻る。一方、所定の時間が経過した場合には判定が満たされ、次のステップ１００に移る。
【００９２】
ステップ１００では、コントローラ８４がフィーダ用コントロールバルブ６８に出力する駆動信号Ｓｆを制御することによりフィーダ用油圧モータ１９に供給する圧油の流量を元の流量に復帰して、フィーダ１５の動作を復帰させ、次のステップ１１０でフラグを０にして、ステップ２０に戻る。
【００９３】
以上において、フィーダ１５、排出コンベア４０、及び磁選機５５は、特許請求の範囲各項記載の破砕作業に関連する作業を行う補助機械を構成し、フィーダ用油圧モータ１９、排出コンベア用油圧モータ４８、及び磁選機用油圧モータ６０は、補助機械を駆動する補助機械用油圧アクチュエータを構成する。
【００９４】
また、第１油圧ポンプ６２は破砕装置用油圧モータを駆動する第１の油圧ポンプを構成し、第２油圧ポンプ６３は補助機械用油圧アクチュエータを駆動する第２の油圧ポンプを構成し、吐出圧検出管路１３６ａ，１３６ｂ，１３６ｃ及び圧力センサ１３８は、第１の油圧ポンプの吐出圧を検出する第１の吐出圧検出手段を構成し、吐出圧検出管路１３７ａ，１３７ｂ，１３７ｃ及び圧力センサ１３９は、第２の油圧ポンプの吐出圧を検出する第２の吐出圧検出手段を構成する。
【００９５】
さらに、レギュレータ７１，７２、及びコントローラ８４は、第１の油圧ポンプ及び第２の油圧ポンプの入力トルクの合計が原動機の出力トルク以下になるように第１の吐出圧検出手段の検出信号と第２の吐出圧検出手段の検出信号とに基づき第１の油圧ポンプ及び第２の油圧ポンプの吐出流量を制御するとともに、第１の吐出圧検出手段及び第２の吐出圧検出手段の検出信号に基づきフィーダの動作速度を減速又は停止する制御を行う制御手段を構成する。
【００９６】
次に、上記構成の本発明の自走式破砕機の一実施の形態の動作を以下に説明する。
上記構成の自走式破砕機において、破砕作業時には、操作者は、操作盤７３のモード選択スイッチ７３ｆで「破砕モード」を選択して走行操作を不可能にした後、磁選機起動・停止スイッチ７３ｅ、排出コンベア起動・停止スイッチ７３ｄ、クラッシャ起動・停止スイッチ７３ａ、及びフィーダ起動・停止スイッチ７３ｃを順次「起動」側へ押す。
【００９７】
上記の操作により、コントローラ８４から磁選機用コントロールバルブ７０のソレノイド駆動部７０ａへの駆動信号ＳｍがＯＮになって磁選機用コントロールバルブ７０が図５中上側の切換位置７０Ａに切り換えられ、またコントローラ８４から排出コンベア用コントロールバルブ６９のソレノイド駆動部６９ａへの駆動信号ＳｃｏｎがＯＮになって排出コンベア用コントロールバルブ６９が図５中上側の切換位置６９Ａに切り換えられる。さらに、コントローラ８４から破砕装置用コントロールバルブ６５のソレノイド駆動部６５ａへの駆動信号ＳｃｒがＯＮになるとともにソレノイド駆動部６５ｂへの駆動信号ＳｃｒがＯＦＦになり、破砕用コントロールバルブ６５が図４中上側の切換位置６５Ａに切り換えられ、またフィーダ用コントロールバルブ６８のソレノイド駆動部６８ａへの駆動信号ＳｆがＯＮになってフィーダ用コントロールバルブ６８が図５中上側の切換位置６８Ａに切り換えられる。
【００９８】
これにより、第２油圧ポンプ６３からの圧油がセンターバイパスライン７８ａ及びセンタライン７８ｂへ導入され、さらに磁選機用油圧モータ６０、排出コンベア用油圧モータ４８、及びフィーダ用油圧モータ１９に供給され、磁選機５５、排出コンベア４０、及びフィーダ１５が起動される。一方、第１油圧ポンプ６２からの圧油が破砕装置用油圧モータ６５に供給されて破砕装置２０が正転方向に起動される。
【００９９】
そして、例えば油圧ショベル等によりホッパ１２に被破砕物を投入すると、ホッパ１２で受け入れられた被破砕物は、フィーダ１５によって搬送される。このとき、櫛歯プレート１７の櫛歯間の間隙よりも小さなもの（ズリ等）は、櫛歯間の隙間からシュート１４を介して排出コンベア４０上に導かれ、それより大きなものは破砕装置２０へと搬送される。破砕装置２０に搬送された被破砕物は、固定歯及び動歯により所定の粒度に砕かれ、下方の排出コンベア４０上に落下する。排出コンベア４０上に導かれた破砕物やズリ等は、後方（図１中右側）に向かって搬送され、その途中で上記磁選機５５により鉄筋等の異物を吸着除去された上で、最終的に機外に排出される。
【０１００】
このような手順で行われる破砕作業において、上記フィーダ起動・停止スイッチ７３ｃが操作者により「起動」側へ押された時点から、コントローラ８４は図９のフローに示すフィーダ１５への制御を開始する。
すなわち、ステップ１０でフラグを０とした後、ステップ２０で圧力センサ１３８，１３９より出力される第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧Ｐ１，Ｐ２を入力し、ステップ３０でこれらの吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値がしきい値Ｐ_０以上であるかどうかを判定する。このとき、フィーダ１５による破砕装置２０への被破砕物の供給が適正に行われている場合には、第１及び第２油圧ポンプの吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値がしきい値Ｐ_０より小さくなるのでステップ３０の判定が満たされず、またフラグが０であるので次のステップ８０の判定も満たされずにステップ２０に戻る。このように、正常に破砕作業が行われている間は上記ステップ２０→ステップ３０→ステップ８０→ステップ２０を繰り返す。
【０１０１】
ここで、例えばフィーダ１５による破砕装置２０への被破砕物の供給量が過大となり、これによって破砕装置用油圧モータ２１の負荷圧力が上昇した場合、第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値がしきい値Ｐ_０以上となり、上記ステップ３０の判定が満たされる。このときフラグは０なので次のステップ４０の判定が満たされてステップ５０に移り、所定時間が経過するまでステップ５０→ステップ２０〜ステップ５０を繰り返す。このようにして、吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値がしきい値Ｐ_０以上である状態が所定時間継続すると、ステップ５０の判定が満たされてステップ６０に移り、コントローラ８４がフィーダ用コントロールバルブ６８に出力中の駆動信号Ｓｆをフィーダ１５の減速に対応した駆動信号とするか、又は駆動信号ＳｆをＯＦＦとすることで、フィーダ用油圧モータ１９に供給される圧油が低減又は遮断されて、フィーダ１５が減速又は停止する。そして次のステップ７０でフラグを１とする。
【０１０２】
このようにフィーダ１５が減速又は停止することにより、破砕装置２０への被破砕物の供給量が減少し、破砕装置用油圧モータ２１の負荷圧力が減小する。これにより、第１及び第２油圧ポンプ吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値がしきい値Ｐ_０より小さくなるまで、ステップ２０〜ステップ４０→ステップ２０を繰り返す。このようにして吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値がしきい値Ｐ_０より小さくなるとステップ３０の判定が満たされ、フラグが１となっているので次のステップ８０の判定も満たされてステップ９０に移る。ここで、吐出圧Ｐ１，Ｐ２の平均値がしきい値Ｐ_０より小さい状態が所定時間継続するまで、ステップ９０→ステップ２０→ステップ３０→ステップ８０→ステップ９０を繰り返し、所定時間経過するとステップ９０の判定が満たされて次のステップ１００に移る。このステップ１００で、コントローラ８４がフィーダ用コントロールバルブ６８に出力する駆動信号Ｓｆを元に復帰し、これによりフィーダ用油圧モータ１９への圧油の供給量が元に戻ってフィーダ１５が再び元の速度で駆動される。そして次のステップ１１０でフラグを０とする。
【０１０３】
以上説明したような構成及び動作である本発明の自走式破砕機の一実施の形態によれば、以下のような効果を得ることができる。
すなわち、本実施の形態においては、前述したようにレギュレータ７１，７２が、圧力センサ１３８で検出した第１油圧ポンプ６２の吐出圧Ｐ１と圧力センサ１３９で検出した第２油圧ポンプ６３の吐出圧Ｐ２との両方に応じて第１油圧ポンプ６２及び第２油圧ポンプ６３の吐出流量Ｑ１，Ｑ２をそれぞれ制御し、且つそれら２つのポンプ吐出圧Ｐ１，Ｐ２の和に応じ第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の入力トルクの合計をエンジン６１の出力トルク以下に制限するように第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出流量Ｑ１，Ｑ２を制御する全馬力制御を行う。
【０１０４】
ここで、本実施の形態の自走式破砕機による破砕作業中においては、破砕装置用油圧モータ２１の負荷圧力はフィーダ用油圧モータ１９を含めた補助機械用油圧アクチュエータの負荷圧力に比べて大きく、補助機械用油圧アクチュエータのために必要な馬力は破砕装置用油圧モータ２１のために必要な馬力よりも小さい。このように、補助機械用油圧アクチュエータの負荷圧力が破砕装置用油圧モータ２１よりも軽負荷である場合には、上記のようにレギュレータ７１，７２が全馬力制御を行うことにより、相対的に高負荷である破砕装置用油圧モータ２１に係わる第１油圧ポンプ６２と相対的に低負荷である補助機械用油圧アクチュエータに係わる第２油圧ポンプ６３とに対し、その負荷の差に応じた形でエンジン６１の馬力を効果的に配分する。すなわち、第２油圧ポンプ６３の特性を低トルク側に移動しつつ第１油圧ポンプ６２の特性を高トルク側に移動する。この結果、第１油圧ポンプ６２のＰ−Ｑ曲線は図１０に示すように高トルク側（図１０中矢印ウ方向）へ移動して、Ｐ−Ｑ曲線上における最大吐出流量Ｑ１ｍａｘが減少し始めるときのポンプ吐出圧Ｐ_０が高圧側のＰ_ａにシフトする。また、第２油圧ポンプ６３のＰ−Ｑ曲線は図１１に示すように低トルク側（図１１中矢印エ方向）に移動して、Ｐ−Ｑ曲線上における最大吐出流量Ｑ２ｍａｘが減少し始めるときのポンプ吐出圧Ｐ_０が低圧側のＰ_ｂにシフトする。
【０１０５】
このとき、本自走式破砕機が例えば前述した従来技術のような構造である場合、図１２に示すように、第１油圧ポンプ６２の吐出圧Ｐ１（＝破砕装置用油圧モータ２１の負荷圧力）のみを検出し、その吐出圧値Ｐ１がしきい値Ｐ_０以上になるとフィーダ１５を減速又は停止させることになる。このように、第１油圧ポンプ６２の吐出圧値Ｐ１がしきい値Ｐ_０以上になった時点で吐出圧Ｐ１の上昇を抑制するようにすると、上記全馬力制御による第１油圧ポンプ６２の増トルク分が活かされないままフィーダ１５が減速・停止してしまうこととなる。
【０１０６】
これに対し、本実施の形態においては、コントローラ８４が圧力センサ１３８，１３９の検出した第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧Ｐ１，Ｐ２の両方を入力し、それらの平均値（Ｐ１＋Ｐ２）／２がしきい値Ｐ_０以上である場合に、フィーダ用コントロールバルブ６８を制御してフィーダ用油圧モータ１９への圧油の供給を低減もしくは遮断し、フィーダ１５を減速又は停止する。すなわち、図１３に示すように、しきい値Ｐ_０を、上記高圧側にシフトしたポンプ吐出圧Ｐ_ａと低圧側にシフトしたポンプ吐出圧Ｐ_ｂとの平均値（Ｐ_ａ＋Ｐ_ｂ）／２に設定することにより、第１油圧ポンプ６２の吐出圧Ｐ１がＰ_ａになった時点でフィーダ１５を減速又は停止させるようにすることができるので、第１油圧ポンプの吐出圧のシフト分（図１０中Ｐ_ａ−Ｐ_０分）だけフィーダ１５の駆動を継続することができる。
【０１０７】
このようにして、本実施の形態によれば、上記したような第１油圧ポンプ６２のＰ−Ｑ曲線の高トルク側へのシフトと第２油圧ポンプ６３のＰ−Ｑ曲線の低トルク側へのシフトにも対応して、それらの馬力配分の変化に応じた形で第１油圧ポンプ６２の馬力増大分を有効に用いてフィーダ１５の駆動を継続することができる。したがって、被破砕物の供給量を適正に維持しつつフィーダ１５を比較的長く駆動できるので、自走式破砕機の破砕効率の低下を防止することができる。
【０１０８】
なお、上記本発明の実施の形態においては、レギュレータ７１，７２の第２サーボ弁１３３，１３４に吐出圧管路１３６，１３７を介して直接圧油を導くことで第１及び第２油圧ポンプ６２，６３の吐出圧をフィードバックする機械式のサーボ系を構成しているが、これに限らず、これら第２サーボ弁１３３，１３４を電磁式サーボ弁とし、例えば圧力センサ１３８，１３９の検出値に応じてコントローラ８４から信号を入力されることで第２サーボ弁１３３，１３４を駆動する電気式のサーボ系としてもよい。
【０１０９】
また、上記本発明の実施の形態においては、操作者が操作盤７３の各装置のスイッチを起動側へ押すことで各装置を順次手動で起動するようにしたが、これに限らず、例えば連動起動スイッチを設け、操作者がこの連動起動スイッチを起動側へ押すことで磁選機５５、排出コンベア４０、破砕装置２０、フィーダ１５が順次自動的に起動するようにしてもよい。なおこのとき、連動起動スイッチが押された時点又はフィーダ１５が起動した時点からコントローラ８４は図９に示すフローを開始するようにすればよい。
【０１１０】
【発明の効果】
本発明によれば、第１の吐出圧検出手段及び第２の吐出圧検出手段で検出した第１及び第２の油圧ポンプの吐出圧の平均値が所定のしきい値以上である場合に、制御手段がフィーダの動作速度を減速又は停止する。これにより、制御手段の全馬力制御による第１の油圧ポンプ特性の高トルク側へのシフトと第２の油圧ポンプ特性の低トルク側へのシフトに対応して、第１の油圧ポンプの馬力増大分を有効に用いるようにフィーダの駆動を継続することができる。したがって、自走式破砕機の破砕効率の低下を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の自走式破砕機の一実施の形態の全体構造を表す側面図である。
【図２】本発明の自走式破砕機の一実施の形態の全体構造を表す上面図である。
【図３】本発明の自走式破砕機の一実施の形態の全体構造を表す、図１中左側から見た正面図である。
【図４】本発明の自走式破砕機の一実施の形態に備えられる油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
【図５】本発明の自走式破砕機の一実施の形態に備えられる油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
【図６】本発明の自走式破砕機の一実施の形態に備えられる油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
【図７】本発明の自走式破砕機の一実施の形態における、第１及び第２油圧ポンプの余剰流量と制御圧力との関係を示した図である。
【図８】本発明の自走式破砕機の一実施の形態における、制御圧力と第１及び第２油圧ポンプのポンプ吐出流量との関係を示した図である。
【図９】本発明の自走式破砕機の一実施の形態を構成するコントローラの機能のうち、フィーダの自動減速・停止制御に係わる制御内容を表すフローチャートである。
【図１０】本発明の自走式破砕機の一実施の形態を構成する第１油圧ポンプの全馬力制御による高トルク特性への移動時の吐出圧と最大吐出流量との関係を示した図である。
【図１１】本発明の自走式破砕機の一実施の形態を構成する第２油圧ポンプの全馬力制御による低トルク特性への移動時の吐出圧と最大吐出流量との関係を示した図である。
【図１２】従来構造における第１油圧ポンプの吐出圧と最大吐出流量との関係を示した図である。
【図１３】本発明の自走式破砕機の一実施の形態を構成する第１及び第２油圧ポンプの吐出圧の平均値と最大吐出流量との関係を示した図である。
【符号の説明】
１５フィーダ（補助機械）
１９フィーダ用油圧モータ（補助機械用油圧アクチュエータ）
２０破砕装置
２１破砕装置用油圧モータ
４０排出コンベア（補助機械）
４８排出コンベア用油圧モータ（補助機械用油圧アクチュエータ）
５５磁選機（補助機械）
６０磁選機用油圧モータ（補助機械用油圧アクチュエータ）
６１エンジン（原動機）
６２第１油圧ポンプ（第１の油圧ポンプ）
６３第２油圧ポンプ（第２の油圧ポンプ）
６８フィーダ用コントロールバルブ
７１レギュレータ（制御手段）
７２レギュレータ（制御手段）
８４コントローラ（制御手段）
１３６ａ〜ｃ吐出圧検出管路（第１の吐出圧検出手段）
１３７ａ〜ｃ吐出圧検出管路（第２の吐出圧検出手段）
１３８圧力センサ（第１の吐出圧検出手段）
１３９圧力センサ（第２の吐出圧検出手段）[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a self-propelled crusher provided with a crushing device for crushing an object to be crushed, such as a jaw crusher, a roll crusher, and a shredder.
[0002]
[Prior art]
Usually, a crusher aims to reuse waste materials, facilitate construction, reduce costs, etc. by crushing crushed materials such as various kinds of rocks and construction waste materials generated at a construction site into a predetermined size. Used for
[0003]
Among such crushers, for example, a self-propelled crusher generally includes a traveling body having left and right crawler tracks, and a crushing device that crushes a crushed object input from a hopper into a predetermined size. And a feeder that guides the crushed material input from the hopper to the crushing device, a discharge conveyor that transports the crushed material that has been crushed by the crushing device to a smaller size, and a conveyor that is provided above the discharge conveyor and transports the crushed material. An auxiliary machine for performing operations related to the crushing operation by the crushing device, such as a magnetic separator, which magnetically attracts and removes magnetic substances contained in the crushed material therein.
[0004]
In this self-propelled crusher, there is a crusher in which the feed amount of a feeder is controlled in accordance with the load of the crusher so as not to lower the quality of the crusher and the processing efficiency (for example, see Patent Document 1).
[0005]
The present invention detects a load pressure of a hydraulic motor for a crushing device and an amount of looseness supplied to a jaw crusher, and performs control for decelerating or stopping the operation of a feeder according to a value of the detection signal. .
[0006]
On the other hand, the invention of this known example has a first hydraulic pump that supplies pressure oil to a hydraulic motor for a crushing device and a second hydraulic pump that supplies pressure oil to a plurality of hydraulic actuators for auxiliary machines. Then, control for efficiently distributing the horsepower of the prime mover to the first hydraulic pump and the second hydraulic pump, that is, when the load on the hydraulic motor for the crusher is large and the load on the hydraulic actuator for the auxiliary machine is small, The so-called total horsepower control is performed so that the horsepower distribution of the engine is distributed to the motor for the crusher and the horsepower of the prime mover is used efficiently.
[0007]
[Patent Document 1]
JP-A-11-226446
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above-described related art has the following problems.
That is, in the above-described conventional technology, when the load on the crushing device side is large, the horsepower distribution of the engine is distributed to the hydraulic motor for the crushing device, and the total horsepower control is performed to eliminate the overload on the crushing device side. If the overload on the side of the crusher is within the horsepower range of the prime mover, the overload on the side of the crusher is resolved without decelerating or stopping the feeder. However, in the above-described prior art, since the feeder control itself is performed when the load pressure of the hydraulic motor for the crushing device is detected, the feeder control is operated even to the overload on the crushing device side which can be eliminated only by the full horsepower control. ing. For this reason, the supply of the material to be crushed is interrupted more than necessary, and as a result, the crushing efficiency may be reduced, and the productivity of the crushed product may be reduced.
[0009]
The present invention has been made in view of the above-mentioned problems of the related art, and has as its object to provide a self-propelled crusher capable of preventing a reduction in crushing efficiency.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
(1) In order to achieve the above object, the present invention relates to a crushing operation including a crushing device and a feeder for supplying the crushed material to the crushing device in a self-propelled crusher for crushing a crushed material. An auxiliary machine for performing operations, a hydraulic motor for the crushing device that drives the crushing device, a hydraulic actuator for the auxiliary machine that drives the auxiliary device, a first hydraulic pump that drives the hydraulic motor for the crushing device, A second hydraulic pump that drives a hydraulic actuator, a hydraulic drive device that has a prime mover that drives the first hydraulic pump and the second hydraulic pump, and a second hydraulic pump that detects a discharge pressure of the first hydraulic pump. A first discharge pressure detecting means, a second discharge pressure detecting means for detecting a discharge pressure of the second hydraulic pump, and a sum of input torques of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump. The discharge flow rates of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump are determined based on the detection signal of the first discharge pressure detection means and the detection signal of the second discharge pressure detection means so as to be equal to or less than the output torque of the machine. A control means for controlling the operation and reducing or stopping the operation speed of the feeder based on detection signals from the first discharge pressure detecting means and the second discharge pressure detecting means.
[0011]
In the present invention, only the hydraulic oil from the first hydraulic pump is supplied to the hydraulic motor for the crusher, and only the hydraulic oil from the second hydraulic pump is supplied to the hydraulic actuator for the auxiliary machine. The pressure oil supply circuit related to the hydraulic motor for the crushing apparatus and the pressure oil supply circuit related to the hydraulic actuator for the auxiliary machine are completely separated from each other so as not to be affected by the load pressure and the fluctuation thereof. Then, the control means determines a second hydraulic pump pressure in accordance with the sum of the discharge pressure of the first hydraulic pump detected by the first discharge pressure detection means and the discharge pressure of the second hydraulic pump detected by the second discharge pressure detection means. Full horsepower control is performed to control the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps so as to limit the total input torque of the first and second hydraulic pumps to or below the output torque of the prime mover. Thereby, the load difference between the first hydraulic pump related to the relatively high load hydraulic motor for the crusher and the second hydraulic pump related to the relatively low load hydraulic actuator for the auxiliary machine is different. The power of the prime mover is effectively distributed according to
[0012]
Here, in general, during the crushing operation by the crusher, the load pressure of the hydraulic motor for the crusher is often larger than the load pressure of the hydraulic actuator for the auxiliary machine. That is, the horsepower required for the second hydraulic pump related to the hydraulic actuator for the auxiliary machine is smaller than the horsepower required for the first hydraulic pump related to the hydraulic motor for the crusher. As described above, when the load pressure of the hydraulic actuator for the auxiliary machine is light, the control unit performs the full horsepower control as described above, thereby shifting the characteristic of the second hydraulic pump to the low torque side. The characteristic of the first hydraulic pump is shifted to the high torque side. As a result, the PQ curve of the first hydraulic pump moves to the high torque side, and the pump discharge pressure when the pump discharge flow rate on the PQ curve starts to decrease shifts to the high pressure side. Further, the PQ curve of the second hydraulic pump moves to the low torque side, and the pump discharge pressure at the time when the pump discharge flow rate on the PQ curve starts to decrease shifts to the low pressure side. In such a case, the feeder is decelerated or stopped and the feeder is decelerated or stopped when the value becomes equal to or more than a threshold value, depending only on the discharge pressure of the first hydraulic pump (= load pressure of the hydraulic motor for the crushing device). If the control is performed so as to suppress the increase in the load pressure, the feeder will decelerate and stop without utilizing the increased torque of the first hydraulic pump by the full horsepower control.
[0013]
Therefore, in the present invention, the control means controls the supply of the pressure oil to the feeder hydraulic motor in accordance with the detection results of both the first discharge pressure detecting means and the second discharge pressure detecting means, whereby For example, according to the sum of the discharge pressure of the first hydraulic pump detected by the first discharge pressure detecting means and the discharge pressure of the second hydraulic pump detected by the second discharge pressure detecting means, When the pressure is equal to or more than the predetermined threshold, the supply of the pressure oil to the hydraulic motor for the feeder can be controlled to be reduced or cut off. Thereby, the shift of the PQ curve of the first hydraulic pump to the high torque side and the shift of the PQ curve of the second hydraulic pump to the low torque side as described above are supported, and their horsepower The drive of the feeder can be continued until the load pressure of the hydraulic motor for the crusher becomes a relatively high load pressure by effectively using the horsepower increase of the first hydraulic pump in a form corresponding to the change in the distribution. In this manner, the feeder can be driven for a relatively long time while appropriately maintaining the supply amount of the crushed object, so that a reduction in crushing efficiency can be prevented.
[0014]
(2) In the above (1), preferably, the control means detects the discharge pressure of the first hydraulic pump and the detection of the second discharge pressure detecting means obtained from the detection signal of the first discharge pressure detecting means. The discharge flow rates of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump are controlled based on the sum of the signal and the discharge pressure of the second hydraulic pump obtained from the signal.
[0015]
(3) In (1) or (2) above, preferably, the control means is configured to control the discharge pressure of the first hydraulic pump and the second discharge pressure obtained from the detection signal of the first discharge pressure detection means. It is assumed that the operation speed of the feeder is controlled based on an average value with the discharge pressure of the second hydraulic pump obtained from the detection signal of the pressure detection means.
[0016]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a self-propelled crusher of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a side view showing the entire structure of an embodiment of the self-propelled crusher of the present invention, FIG. 2 is a top view thereof, and FIG. 3 is a front view seen from the left side in FIG.
[0017]
1 to 3, reference numeral 1 denotes a traveling body. The traveling body 1 includes a traveling device 2 and a main body frame 3 extending substantially horizontally above the traveling device 2. Reference numeral 4 denotes a track frame of the traveling device 2. The track frame 4 is provided continuously below the main body frame 3. Reference numerals 5 and 6 denote driven wheels (idlers) and drive wheels provided at both ends of the track frame 4, reference numeral 7 denotes a crawler belt (crawler track) wound around the driven wheels 5 and drive wheels 6, and reference numeral 8 denotes a drive wheel 6. It is a directly connected hydraulic motor for traveling, and is composed of a left traveling hydraulic motor 8L disposed on the left side of the self-propelled crusher and a right traveling hydraulic motor 8R disposed on the right side (see FIG. 4 described later). . Reference numerals 9 and 10 denote support posts erected on one side in the longitudinal direction of the main body frame 3 (left side in FIG. 1), and reference numeral 11 denotes a support bar supported by the support posts 9 and 10.
[0018]
Reference numeral 12 denotes a hopper for receiving a crushed object to be crushed. The hopper 12 is formed so as to decrease in diameter downward, and is supported on the support bar 11 via a plurality of support members 13. . In addition, the self-propelled crusher in the present embodiment is, for example, various kinds of large and small construction waste materials, industrial waste, or industrial waste generated at a construction site such as a concrete lump carried out at the time of building demolition or asphalt lump discharged at the time of road repair. Rocks and natural stones mined at a rock mining site or at a face are to be processed, and they are received and crushed as the above-mentioned crushed material.
[0019]
Reference numeral 15 denotes a feeder (grizzly feeder) located immediately below the hopper 12. The feeder 15 plays a role of transporting and supplying the crushed object received by the hopper 12 to a crushing device 20, which will be described later, and is independent of the hopper 12. And is supported by the support bar 11. Reference numeral 16 denotes a main body of the feeder 15, in which a plurality (two in this example) of comb teeth plates 17 each having a comb-like tip (right end in FIG. 2) are fixed stepwise. It is supported on the support bar 11 via a plurality of springs 18 so as to be able to vibrate. Reference numeral 19 denotes a feeder hydraulic motor. The feeder hydraulic motor 19 vibrates the feeder 15 so that the crushed material on the comb tooth plate 17 is sent to the rear side (the right side in FIG. 1). ing. The configuration of the feeder hydraulic motor 19 is not particularly limited, and examples thereof include a vibration motor for rotating and driving an eccentric shaft. Reference numeral 14 denotes a chute provided immediately below the comb teeth portion of the comb tooth plate 17. The chute 14 includes fine grains (so-called fine particles) contained in the crushed material falling from the gap between the comb teeth of the comb tooth plate 17. It plays a role of guiding the waste) onto a discharge conveyor 40 described later.
[0020]
Reference numeral 20 denotes a jaw crusher as a crushing device for crushing an object to be crushed (hereinafter, appropriately referred to as a crushing device 20). The jaw crusher 20 is located on the rear side (right side in FIG. 1) of the hopper 12 and the feeder 15. As shown in FIG. 1, it is mounted near the center of the main body frame 3 in the longitudinal direction (horizontal direction in FIG. 1). The jaw crusher 20 has a known configuration, and has a pair of moving teeth and fixed teeth (both not shown) opposed to each other such that the gap space between the jaw crushers 20 decreases in diameter downward. ing. Reference numeral 21 denotes a hydraulic motor for the crushing device (see FIG. 2). The hydraulic motor 21 for the crushing device drives the flywheel 22 to rotate. Further, the rotational movement of the flywheel 22 is controlled by a moving tooth ( (Not shown). That is, the moving tooth swings substantially in the front-rear direction (the left-right direction in FIG. 1) relative to the stationary fixed tooth. In the present embodiment, the drive transmission structure from the crusher hydraulic motor 21 to the flywheel 22 is configured via a belt (not shown), but is not limited to this. Another configuration such as a configuration via a chain may be used.
[0021]
Reference numeral 25 denotes a power unit (power unit) having a built-in power source for each operating device. As shown in FIG. 1, the power unit 25 is located further rearward (right side in FIG. 1) than the crushing device 20 and supported. It is supported at the other longitudinal end (right side in FIG. 1) of the main body frame 3 via a member 26. The power unit 25 is provided with an engine (motor) 61 to be described later as a power source and hydraulic pumps 62 and 63 to be described later driven by the engine 61 (details will be described later). Reference numerals 30 and 31 denote filler ports of a fuel tank and a hydraulic oil tank (both not shown) incorporated in the power unit 25, respectively. These filler ports 30 and 31 are provided on the upper part of the power unit 25. Reference numeral 32 denotes a pre-cleaner, which collects dust in the intake of the engine 61 upstream of an air cleaner (not shown) in the power unit 25 in advance. Reference numeral 35 denotes a driver's seat on which an operator boards, and the driver's seat 35 is provided in a section on the front side (left side in FIG. 1) of the power unit 25. Reference numerals 36a and 37a denote left and right traveling operation levers for operating the left and right traveling hydraulic motors 8L and 8R.
[0022]
Reference numeral 40 denotes a discharge conveyor for transporting and discharging the crushed material obtained by crushing the material to be crushed and the above-mentioned debris outside the machine, and the discharge conveyor 40 has a discharge side (in this case, the right side in FIG. 1) obliquely. It is suspended from the arm member 43 attached to the power unit 25 via the support members 41 and 42 so as to stand up. In addition, the discharge conveyor 40 is supported by being suspended from the main body frame 3 at a portion on the side opposite to the discharge side (left side in FIG. 1). 45 is a conveyor frame of the discharge conveyor 40, 46 and 47 are driven wheels (idlers) and drive wheels provided at both ends of the conveyor frame 45, and 48 is a discharge conveyor hydraulic motor directly connected to the drive wheel 47 (see FIG. 2). is there. Reference numeral 50 denotes a transport belt wound around a driven wheel 46 and a drive wheel 47. The transport belt 50 is configured to be circulated by rotating the drive wheel 47 by a discharge conveyor hydraulic motor 48.
[0023]
Reference numeral 55 denotes a magnetic separator for removing foreign matter (magnetic material) such as a reinforcing bar in the crushed material to be discharged. The magnetic separator 55 is suspended and supported by the arm member 43 via a support member 56. In the magnetic separator 55, the magnetic separator belt 59 wound around the driving wheel 57 and the driven wheel 58 is disposed close to and perpendicular to the conveying surface of the conveyor belt 50 of the discharge conveyor 40. Reference numeral 60 denotes a magnetic motor for a magnetic separator directly connected to the drive wheels 57. A magnetic force generating means (not shown) is provided inside the circulation locus of the magnetic separator belt 59, and foreign matter such as a reinforcing bar on the transport belt 50 causes the magnetic force from the magnetic force generating means acting through the magnetic separator belt 59 to move. , And is conveyed to the side of the discharge conveyor 40 and dropped.
[0024]
Here, the traveling body 1, the feeder 15, the crushing device 20, the discharge conveyor 40, and the magnetic separator 55 constitute a driven member driven by a hydraulic drive device provided in the self-propelled crusher. FIGS. 4 to 6 are hydraulic circuit diagrams showing the overall configuration of a hydraulic drive device provided in an embodiment of the self-propelled crusher of the present invention.
[0025]
4 to 6, the hydraulic drive unit includes an engine 61, a variable displacement first hydraulic pump 62 and a second hydraulic pump 63 driven by the engine 61, and a fixed drive driven by the engine 61. The left and right traveling hydraulic motors 8L and 8R, the feeder hydraulic motor 19, and the crusher hydraulic pressure to which the pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps 62 and 63 are respectively supplied. The motor 21, the discharge conveyor hydraulic motor 48, the magnetic separator hydraulic motor 60, and the hydraulic oil supplied to the hydraulic motors 8L, 8R, 19, 21, 48, 60 from the first and second hydraulic pumps 62, 63. Control valves 65, 66, 67, 68, 69, 70 for controlling the flow (direction and flow rate or only flow rate) of the driver's seat 3 And left and right traveling control levers 36a, 37a for switching between left and right traveling control valves 66, 67 (described later), respectively, and a discharge flow rate Q1 of the first and second hydraulic pumps 62, 63. , Q2 (see FIG. 8 to be described later), for example, regulator devices 71 and 72 and, for example, provided in the driver's seat 35, and start / start of the crushing device 20, the feeder 15, the discharge conveyor 40, and the magnetic separator 55. An operation panel 73 is provided for an operator to input an instruction to stop or the like and operate the operation.
[0026]
The six control valves 65 to 70 are two-position switching valves or three-position switching valves, and are connected to the crusher control valve 65 connected to the crusher hydraulic motor 21 and the left traveling hydraulic motor 8L. A control valve 66 for the left traveling, a control valve 67 for the right traveling connected to the hydraulic motor 8R for the right traveling, a control valve 68 for the feeder connected to the hydraulic motor 19 for the feeder, and a connection to the hydraulic motor 48 for the discharge conveyor. And a control valve 70 for the magnetic separator connected to the hydraulic motor 60 for the magnetic separator.
[0027]
At this time, of the first and second hydraulic pumps 62 and 63, the first hydraulic pump 62 is connected to the left traveling hydraulic motor 8L and the crusher hydraulic pressure via the left traveling control valve 66 and the crusher control valve 65. Pressure oil to be supplied to the motor 21 is discharged. Each of these control valves 65 and 66 is a three-position switching valve capable of controlling the direction and flow rate of hydraulic oil to the corresponding hydraulic motors 21 and 8L, and is connected to the discharge line 74 of the first hydraulic pump 62. In the center bypass line 75, a control valve 66 for left running and a control valve 65 for crushing device are arranged in this order from the upstream side. A pump control valve 76 (details will be described later) is provided at the most downstream side of the center bypass line 75.
[0028]
On the other hand, the second hydraulic pump 63 is provided with a right traveling hydraulic motor 8R, a feeder hydraulic motor via a right traveling control valve 67, a feeder control valve 68, a discharge conveyor control valve 69, and a magnetic separator control valve 70. 19, pressure oil for supplying to the discharge conveyor hydraulic motor 48 and the magnetic separator hydraulic motor 60 is discharged. Among these, the right traveling control valve 67 is a three-position switching valve capable of controlling the flow of pressure oil to the corresponding right traveling hydraulic motor 8R, and the other control valves 68, 69, and 70 correspond to the corresponding hydraulic pressure. It is a two-position switching valve capable of controlling the flow rate of pressure oil to the motors 19, 48, 60, and is further provided on the center bypass line 78a connected to the discharge pipe 77 of the second hydraulic pump 63 and on the downstream side thereof. In the connected center line 78b, a control valve 67 for right running, a control valve 70 for a magnetic separator, a control valve 69 for a discharge conveyor, and a control valve 68 for a feeder are arranged in this order from the upstream side. The center line 78b is closed on the downstream side of the feeder control valve 68 on the most downstream side.
[0029]
Of the control valves 65 to 70, the left and right traveling control valves 66 and 67 are center bypass type pilot operated valves that are operated using pilot pressure generated by the pilot pump 64, respectively. These left and right traveling control valves 66 and 67 are operated by pilot pressure generated by the pilot pump 64 and reduced to a predetermined pressure by the operation lever devices 36 and 37 having the aforementioned operation levers 36a and 37a.
[0030]
That is, the operation lever devices 36 and 37 include operation levers 36a and 37a and a pair of pressure reducing valves 36b and 36b and 37b and 37b that output a pilot pressure corresponding to the operation amount. When the operating lever 36a of the operating lever device 36 is operated in the direction a in FIG. 4 (or the opposite direction, the same applies hereinafter), the pilot pressure is controlled through the pilot line 79 (or the pilot line 80) to the left traveling control. The driving valve 66a (or the driving unit 66b) of the valve 66 switches the left traveling control valve 66 to the upper switching position 66A (or the lower switching position 66B) in FIG. The pressure oil from 62 is supplied to the left traveling hydraulic motor 8L via the discharge line 74, the center bypass line 75, and the switching position 66A (or the lower switching position 66B) of the left traveling control valve 66, and The traveling hydraulic motor 8L is driven in the forward (or reverse) direction.
[0031]
When the operating lever 36a is set to the neutral position shown in FIG. 4, the left traveling control valve 66 returns to the neutral position shown in FIG. 4 by the urging force of the springs 66c and 66d, and the left traveling hydraulic motor 8L stops.
[0032]
Similarly, when the operating lever 37a of the operating lever device 37 is operated in the direction b (or the opposite direction) in FIG. 4, the pilot pressure is applied to the control valve 67 for the right running through the pilot line 81 (or the pilot line 82). Guided by the drive unit 67a (or the drive unit 67b), the switch position is switched to the upper switching position 67A (or the lower switching position 67B) in FIG. 4, and the right traveling hydraulic motor 8R is driven in the forward (or reverse) direction. It is supposed to be. When the operating lever 37a is set to the neutral position, the right running control valve 67 returns to the neutral position by the urging force of the springs 67c and 67d, and the right running hydraulic motor 8R stops.
[0033]
Here, a solenoid control valve 85 that is switched by a drive signal St (described later) from a controller 84 is provided in the pilot introduction pipelines 83a and 83b that guide the pilot pressure from the pilot pump 64 to the operation lever devices 36 and 37. I have. When the drive signal St input to the solenoid 85a is turned on, the solenoid control valve 85 is switched to the communication position 85A on the left side in FIG. 6, and the pilot pressure from the pilot pump 64 is supplied to the operation lever via the introduction pipes 83a and 83b. The operation is guided to the devices 36 and 37, and the operation of the left and right traveling control valves 66 and 67 by the operation levers 36a and 37a is enabled.
[0034]
On the other hand, when the drive signal St is turned off, the solenoid control valve 85 returns to the shut-off position 85B on the right side in FIG. 6 by the restoring force of the spring 85b, shuts off the introduction pipe 83a and the introduction pipe 83b, and simultaneously connects the introduction pipe 83b. 83b is communicated with the tank line 86a to the tank 86, the pressure in the introduction pipe 83b is used as the tank pressure, and the operation of the left and right traveling control valves 66, 67 by the operation lever devices 36, 37 becomes impossible. It is supposed to.
[0035]
The control valve 65 for the crushing device is a center bypass type electromagnetic proportional valve having solenoid driving portions 65a and 65b at both ends. Solenoids that are driven by a drive signal Scr from the controller 84 are provided in the solenoid drive units 65a and 65b, respectively, and the control valve 65 for the crusher is switched in response to the input of the drive signal Scr. I have.
[0036]
That is, the drive signal Scr is a signal corresponding to the normal rotation (or reverse rotation, hereinafter, the same relationship) of the crusher 20, for example, the drive signal Scr to the solenoid drive units 65a and 65b is ON and OFF (or the solenoid drive unit 65a, respectively). When the drive signal Scr to the first and second switches 65b becomes OFF and ON, respectively, the crusher control valve 65 is switched to the upper switching position 65A (or the lower switching position 65B) in FIG. As a result, the pressure oil from the first hydraulic pump 62 flows through the discharge line 74, the center bypass line 75, and the switching position 65A (or the lower switching position 65B) of the crushing device control valve 65, so that the hydraulic pressure for the crushing device is reduced. The crusher hydraulic motor 21 is supplied to the motor 21 and is driven in the forward (or reverse) direction.
[0037]
When the drive signal Scr is a signal corresponding to the stop of the crushing device 20, for example, the drive signals Scr to the solenoid drive units 65a and 65b are both turned off, the control valve 65 is biased by the springs 65c and 65d to the neutral position shown in FIG. And the hydraulic motor 21 for the crusher is stopped.
[0038]
The pump control valve 76 has a function of converting a flow rate into a pressure, and a piston 76a capable of connecting / disconnecting the center bypass line 75 and the tank line 86b through a throttle portion 76aa. The upstream side is connected to springs 76b and 76c for urging both ends, and a discharge line 87 of the pilot pump 64 via a pilot introduction line 88a (described later) and a pilot introduction line 88c (same as above). And a variable relief valve 76d whose downstream side is connected to the tank line 86c and whose relief pressure is variably set by the spring 76b.
[0039]
With such a configuration, the pump control valve 76 functions as follows. That is, as described above, the left traveling control valve 66 and the crushing device control valve 65 are center bypass type valves, and the flow rate flowing through the center bypass line 75 depends on the amount of operation of each of the control valves 66 and 65 (ie, (Switching stroke of the spool). When the control valves 66 and 65 are in a neutral state, that is, the required flow rate of the control valves 66 and 65 required for the first hydraulic pump 62 (in other words, the required flow rate of the left traveling hydraulic motor 8L and the crushing apparatus hydraulic motor 21) is small. In this case, most of the pressure oil discharged from the first hydraulic pump 62 is introduced into the pump control valve 76 via the center bypass line 75 as a surplus flow rate Qt1 (see FIG. 7 described later), and a relatively large flow rate The pressure oil is led out to the tank line 86b through the throttle portion 76aa of the piston 76a. As a result, the piston 76a moves to the right in FIG. 4, so that the set relief pressure of the relief valve 76d by the spring 76b is reduced, and the first servo valve for branching control described later, which is provided from the pipe 88c, is used for negative tilt control. A relatively low control pressure (negative control pressure) Pc1 is generated in a pipeline 90 leading to 131.
[0040]
Conversely, when each of the control valves 66 and 65 is operated to be in an open state, that is, when the required flow rate required for the first hydraulic pump 62 is large, the excess flow rate Qt1 flowing through the center bypass line 75 is Since it is reduced by the flow rate flowing to the motors 8L and 21 side, the flow rate of the pressure oil led to the tank line 86b through the piston throttle portion 76aa is relatively small, and the piston 76a moves to the left in FIG. , The control pressure Pc1 of the pipeline 90 increases.
[0041]
In the present embodiment, as will be described later, the tilt angle of the swash plate 62A of the first hydraulic pump 62 is controlled based on the fluctuation of the control pressure (negative control pressure) Pc1 (details will be described later). .
[0042]
In addition, relief pipes 91 and 92 branching from discharge pipes 74 and 77 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 are provided with a relief valve 93 and a relief valve 94, respectively. The value of the relief pressure for limiting the maximum value of the discharge pressures P1, P2 of the pumps 62, 63 is set by the biasing force of the springs 93a, 94a provided respectively.
[0043]
The feeder control valve 68 is an electromagnetic switching valve provided with a solenoid drive section 68a. The solenoid drive section 68a is provided with a solenoid driven by a drive signal Sf from the controller 84, and the feeder control valve 68 is switched according to the input of the drive signal Sf. That is, when the drive signal Sf becomes an ON signal for operating the feeder 15, the feeder control valve 68 is switched to the upper switching position 68A in FIG.
[0044]
Thereby, the pressure oil from the second hydraulic pump 63 guided through the discharge pipeline 77, the center bypass line 78a, and the center line 78b is supplied from the throttle means 68Aa provided at the switching position 68A to the pipe connected thereto. The feeder hydraulic motor 19 passes through a passage 95, a pressure control valve 96 provided in the conduit 95 (details will be described later), a port 68Ab provided in the switching position 68A, and a supply conduit 97 connected to the port 68Ab. And the hydraulic motor 19 is driven. When the drive signal Sf becomes an OFF signal corresponding to the stop of the feeder 15, the feeder control valve 68 returns to the shut-off position 68B shown in FIG. 5 by the urging force of the spring 68b, and the feeder hydraulic motor 19 stops.
[0045]
As with the feeder control valve 68, the discharge conveyor control valve 69 is provided with a solenoid driven by a drive signal Scon from a controller 84 in a solenoid drive unit 69a. When the drive signal Scon becomes an ON signal for operating the discharge conveyor 40, the conveyor control valve 69 is switched to the communication position 69A on the upper side in FIG. , A pipe 98, a pressure control valve 99 (details will be described later), a port 69Ab at the switching position 69A, and a supply pipe 100 connected to the port 69Ab, and are supplied to and driven by the discharge conveyor hydraulic motor 48. When the drive signal Scon becomes an OFF signal corresponding to the stop of the discharge conveyor 40, the discharge conveyor control valve 69 returns to the shut-off position 69B shown in FIG. 5 by the urging force of the spring 69b, and the discharge conveyor hydraulic motor 48 stops. .
[0046]
As with the control valve 68 for the feeder and the control valve 69 for the discharge conveyor, the solenoid of the solenoid separator 70a is driven by the drive signal Sm from the controller 84. When the drive signal Sm becomes an ON signal, the control valve 70 for the magnetic separator is switched to the communication position 70A on the upper side in FIG. 5, and the pressure oil is supplied to the throttle means 70Aa, the pipeline 101, the pressure control valve 102 (described in detail later), the port 70Ab is supplied to and driven by the hydraulic motor for magnetic separator 60 via the supply conduit 103. When the drive signal Sm becomes the OFF signal, the control valve 70 for the magnetic separator returns to the cutoff position 70B by the urging force of the spring 70b.
[0047]
With respect to the supply of the pressurized oil to the feeder hydraulic motor 19, the discharge conveyor hydraulic motor 48, and the magnetic separator hydraulic motor 60, the supply lines 97, 100, and 103 and the tank line Relief valves 107, 108, and 109 are provided in the conduits 104, 105, and 106 that connect to the valve 86b.
[0048]
Here, the functions related to the pressure control valves 96, 99, 102 provided in the above-described conduits 95, 98, 101 will be described.
The port 68Ab at the switching position 68A of the control valve 68 for the feeder, the port 69Ab at the switching position 69A of the control valve 69 for the discharge conveyor, and the port 70Ab at the switching position 70A of the control valve 70 for the magnetic separator correspond respectively. A load detection port 68Ac, a load detection port 69Ac, and a load detection port 70Ac for detecting load pressures of the feeder hydraulic motor 19, the discharge conveyor hydraulic motor 48, and the magnetic separator hydraulic motor 60, respectively, are connected to each other. At this time, the load detection port 68Ac is connected to the load detection pipe 110, the load detection port 69Ac is connected to the load detection pipe 111, and the load detection port 70Ac is connected to the load detection pipe 112. .
[0049]
Here, the load detection line 110 to which the load pressure of the feeder hydraulic motor 19 is led and the load detection line 111 to which the load pressure of the discharge conveyor hydraulic motor 48 is led are further connected via a shuttle valve 113. The load pressure on the high pressure side, which is connected to the load detection line 114 and is selected via the shuttle valve 113, is guided to the load detection line 114. The load detection line 114 and the load detection line 112 to which the load pressure of the magnetic separator hydraulic motor 60 is led are connected to a maximum load detection line 116 via a shuttle valve 115. The selected load pressure on the high pressure side is guided to the maximum load detection line 116 as the maximum load pressure.
[0050]
The maximum load pressure guided to the maximum load detection line 116 is transmitted via the lines 117, 118, 119, and 120 connected to the maximum load detection line 116 to the corresponding pressure control valves 96, 99, and 120. 102 to one side. At this time, the pressure in the pipes 95, 98, 101, that is, the downstream pressure of the throttle means 68Aa, 69Aa, 70Aa is led to the other side of the pressure control valves 96, 99, 102.
[0051]
As described above, the pressure control valves 96, 99, and 102 control the downstream pressures of the throttle means 68Aa, 69Aa, and 70Aa of the control valves 68, 69, and 70, the feeder hydraulic motor 19, the discharge conveyor hydraulic motor 48, and the magnetic separator. It operates in response to a pressure difference from the maximum load pressure of the hydraulic motor 60 for use, and maintains the pressure difference at a constant value irrespective of a change in the load pressure of each of the hydraulic motors 19, 48, 60. Has become. That is, the downstream pressure of the throttle means 68Aa, 69Aa, 70Aa is made higher than the maximum load pressure by the set pressure of the springs 96a, 99a, 102a.
[0052]
On the other hand, a relief valve (unload valve) 122 provided with a spring 122a is provided in the center bypass line 78a connected to the discharge line 77 of the second hydraulic pump 63 and the bleed-off line 121 branched from the center line 78b. ing. On one side of the relief valve 122, a maximum load pressure is guided through a maximum load detection line 116 and a line 123 connected thereto, and the other side of the relief valve 122 is bleed-off through a port 122b. The pressure in the conduit 121 is led. Thus, the relief valve 122 increases the pressure in the pipe 121 and the center line 78b by the set pressure of the spring 122a from the maximum load pressure. That is, when the pressure in the pipe 121 and the pressure in the center line 78b becomes a pressure obtained by adding the spring force of the spring 122a to the pressure in the pipe 123 to which the maximum load pressure is introduced, the relief valve 122 The pressure oil in the passage 121 is guided to the tank 86 via the pump control valve 124. As a result, load sensing control in which the discharge pressure of the second hydraulic pump 63 is higher than the maximum load pressure by the pressure set by the spring 122a is realized.
At this time, the relief pressure set by the spring 122a is set to a value smaller than the set relief pressure of the relief valves 93 and 94 described above.
[0053]
A pump control valve 124 having a flow-pressure conversion function similar to that of the pump control valve 76 is provided downstream of the relief valve 122 in the bleed-off pipe 121, and is connected to the tank line 86d. A piston 124a capable of connecting and disconnecting the tank line 86e and the pipe 121 via a throttle portion 124aa, springs 124b and 124c for urging both ends of the piston 124a, and a discharge pipe 87 of the pilot pump 64 described above. The pilot pressure is guided to the upstream side via a pilot introduction line 88a and a pilot introduction line 88b, and the downstream side is connected to the tank line 86e, and the relief pressure is variably set by the spring 124b. And a variable relief valve 124d.
[0054]
With such a configuration, during the crushing operation, the pump control valve 124 functions as follows. That is, as described above, the most downstream end of the center line 78b is closed, and since the right traveling control valve 67 is not operated during the crushing operation as described later, the pressure of the pressure oil flowing through the center line 78b is: It changes depending on the operation amount of the control valve 68 for the feeder, the control valve 69 for the discharge conveyor, and the control valve 70 for the magnetic separator (that is, the switching stroke amount of the spool). When the control valves 68, 69, 70 are neutral, that is, when the required flow rate of the control valves 68, 69, 70 required for the second hydraulic pump 63 (in other words, the required flow rate of the hydraulic motors 19, 48, 60) is small. Since almost no pressure oil discharged from the second hydraulic pump 63 is introduced into the supply pipes 97, 100, and 103, the pressure oil is discharged downstream from the relief valve 122 as a surplus flow rate Qt2 (see FIG. 7 described later). It is introduced into the pump control valve 124. As a result, a relatively large amount of pressure oil is led out to the tank line 86e through the throttle portion 124aa of the piston 124a, so that the piston 124a moves rightward in FIG. 5 and the set relief pressure of the relief valve 124d by the spring 124b. And a relatively low control pressure (negative control pressure) Pc2 is generated in a line 125 branched from the pilot introduction line 88b and provided to a first servo valve 132 for negative tilt control described later.
[0055]
Conversely, when each control valve is operated to be opened, that is, when the required flow rate to the second hydraulic pump 63 is large, the surplus flow rate Qt2 flowing through the bleed-off pipe 121 is changed to the hydraulic motors 19 and 48. , 60 side, the flow rate of the pressure oil led to the tank line 86e through the piston throttle portion 124aa becomes relatively small, and the piston 124a moves to the left in FIG. 5 to set the relief valve 124d. Since the relief pressure increases, the control pressure Pc2 of the pipe 125 increases. In the present embodiment, as will be described later, the tilt angle of the swash plate 63A of the second hydraulic pump 63 is controlled based on the fluctuation of the control pressure Pc2 (details will be described later).
[0056]
As described above, the control between the downstream pressures of the throttle means 68Aa, 69Aa, 70Aa and the maximum load pressure by the pressure control valves 96, 99, and 102, and the pressure and the maximum load in the bleed-off line 121 by the relief valve 122. By controlling the pressure, the pressure compensating function for keeping the differential pressure across the throttle means 68Aa, 69Aa, 70Aa constant is achieved. Thereby, irrespective of a change in the load pressure of each of the hydraulic motors 19, 48, and 60, it is possible to supply a corresponding amount of hydraulic oil to the corresponding hydraulic motor in accordance with the degree of opening of the control valves 68, 69, and 70. .
The pressure compensation function and the tilt angle control of the swash plate 63A of the hydraulic pump 63 described later based on the output of the control pressure Pc2 from the pump control valve 124 result in the discharge pressure of the second hydraulic pump 63 The difference from the downstream pressure of the throttle means 68Aa, 69Aa, 70Aa is kept constant (details will be described later).
[0057]
Further, a relief valve 126 is provided between the pipe line 123 through which the maximum load pressure is guided and the tank line 86e, so that the maximum pressure in the pipe line 123 is limited to a set pressure of the spring 126a or less to protect the circuit. It has become. That is, the relief valve 126 and the relief valve 122 constitute a system relief valve. When the pressure in the pipe 123 becomes larger than the pressure set by the spring 126a, the action of the relief valve 126 causes the pipe 123 to operate. The internal pressure is reduced to the tank pressure, whereby the above-described relief valve 122 is operated to be in a relief state.
[0058]
The regulator devices 71 and 72 include tilt actuators 129 and 130, first servo valves 131 and 132, and second servo valves 133 and 134, and the pilot pump 64 and the first pump are controlled by these servo valves 131 to 134. And controlling the pressure of the hydraulic oil acting on the tilt actuators 129 and 130 from the second hydraulic pumps 62 and 63 to tilt the swash plates 62A and 63A of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 (ie, displace the displacement). Is to be controlled.
[0059]
The tilting actuators 129 and 130 include operating pistons 129c and 130c having large-diameter pressure receiving portions 129a and 130a and small-diameter pressure receiving portions 129b and 130b at both ends, and pressure receiving chambers in which the pressure receiving portions 129a, 129b and 130a and 130b are located. 129d, 129e and 130d, 130e. When the pressures in the two pressure receiving chambers 129d, 129e and 130d, 130e are equal to each other, the working pistons 129c, 130c move rightward in FIG. 6 due to the difference in the pressure receiving areas, thereby tilting the swash plates 62A, 63A. Increases, and the pump discharge flow rates Q1 and Q2 increase. When the pressure in the large-diameter pressure receiving chambers 129d and 130d decreases, the working pistons 129c and 130c move leftward in FIG. 6, whereby the tilt of the swash plates 62A and 63A decreases, and the pump discharge flow rate Q1 and Q2 is reduced. The large-diameter pressure receiving chambers 129d and 130d are connected to a pipe 135 communicating with the discharge pipe 87 of the pilot pump 64 via the first and second servo valves 131 to 134, and the small-diameter pressure receiving chamber 129d and 130d are connected to the pipe 135. The chambers 129e and 130e are directly connected to the pipe 135.
[0060]
Of the first servo valves 131 and 132, the first servo valve 131 of the regulator device 71 is a negative tilt control servo valve driven by the control pressure (negative control pressure) Pc1 from the pump control valve 76 as described above. In addition, the first servo valve 132 of the regulator device 72 is a negative tilt control servo valve driven by the control pressure Pc2 from the pump control valve 124 as described above, and has the same structure as each other. I have.
[0061]
That is, when the control pressures PC1 and PC2 are high, the valve bodies 131a and 132a move rightward in FIG. _P Is transmitted to the pressure receiving chambers 129d and 130d of the tilt actuators 129 and 130 without reducing the pressure, whereby the tilt of the swash plates 62A and 63A becomes large, and the discharge flow rates Q1 and Q1 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 are increased. Increase Q2. As the control pressures PC1 and PC2 decrease, the valve bodies 131a and 132a move leftward in FIG. 6 by the force of the springs 131b and 132b, and the pilot pressure P _P Is reduced and transmitted to the pressure receiving chambers 129d and 130d, so that the discharge flow rates Q1 and Q2 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 are reduced.
[0062]
As described above, in the first servo valve 131 of the regulator device 71, specifically, in order to obtain the discharge flow rate Q1 corresponding to the required flow rate of the control valves 65 and 66, in addition to the function of the pump control valve 76, the center bypass is performed. A so-called negative control is realized in which the tilt (discharge flow rate) of the swash plate 62A of the first hydraulic pump 62 is controlled such that the flow rate flowing from the line 75 and passing through the pump control valve 76 is minimized.
[0063]
Further, in the first servo valve 132 of the regulator device 72, the discharge flow rate Q2 according to the required flow rate of the control valves 67, 68, 69, 70 is specifically obtained in addition to the function of the pump control valve 124 described above. A so-called negative control is realized in which the tilt (discharge flow rate) of the swash plate 63A of the second hydraulic pump 63 is controlled such that the flow rate flowing from the center bypass line 78a and passing through the pump control valve 124 is minimized.
[0064]
The control characteristics of the pump discharge flow rate by the pump control valves 76 and 124 and the regulator devices 71 and 72, which are realized as a result of the above configuration, will be described with reference to FIGS.
FIG. 7 shows the surplus flow rate Qt1 discharged from the first hydraulic pump 62 through the center bypass line 75 to the throttle portion 76aa of the pump control valve 76, or discharged through the relief valve 122 from the second hydraulic pump 63. Of the excess flow Qt2 guided to the piston throttle portion 124aa of the pump control valve 124 and the control pressures Pc1 and Pc2 generated by the functions of the variable relief valves 76d and 124d of the pump control valves 76 and 124 at this time. It is a figure showing the relationship. FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the control pressures Pc1 and Pc2 and the pump discharge flow rates Q1 and Q2 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63.
[0065]
7 and 8, the control valves 65, 66 (or the control valves 67, 70, 69, 68, the same relationship is hereinafter referred to) have a large required flow rate and the first hydraulic pump 62 (or the second hydraulic pump 63) has a large required flow rate. If there is no excess flow Qt1 (or excess flow Qt2) to the pump control valve 76 (or the pump control valve 124), the control pressure Pc1 (or the control pressure Pc2) becomes the maximum value P1 (point {circle around (1)} in FIG. 7). As a result, the pump discharge flow rate Q1 (or the pump discharge flow rate Q2) reaches the maximum value Qmax, as indicated by the point (1) 'in FIG.
[0066]
The required flow rate of the control valves 65, 66 (or the control valves 67, 70, 69, 68) decreases, and the first hydraulic pump 62 (or the second hydraulic pump 63) moves to the pump control valve 76 (or the pump control valve 124). As the surplus flow rate Qt1 (or Qt2) increases, the control pressure Pc1 (or the control pressure Pc2) decreases almost linearly from the maximum value P1, as shown by the solid line A in FIG. As shown in (2), the pump discharge flow rate Q1 (or the pump discharge flow rate Q2) also decreases almost linearly from the maximum value Qmax.
[0067]
In FIG. 7, the required flow rate of the control valves 65 and 66 (or the control valves 67, 70, 69 and 68) further decreases, and the surplus flow rate Qt1 (or Qt2) further increases and the control pressure Pc1 (or Pc2) increases. When the pressure decreases to the tank pressure PT (point {circle around (2)} in FIG. 7), the pump discharge flow rate Q1 (or the pump discharge flow rate Q2) becomes the minimum value Qmin as shown by point {circle around (2) ′} in FIG. Thereafter, the variable relief valves 76d and 124d are fully opened, the control pressure Pc1 (or Pc2) remains at the tank pressure PT even if the surplus flow rate Qt1 (or Qt2) increases, and the pump discharge flow rate Q1 (or Q2) also increases. The minimum value Qmin remains (point {circle around (2) ′} in FIG. 8).
[0068]
As a result, as described above, the negative control for controlling the tilt of the swash plate 62A of the first hydraulic pump 62 so as to obtain the discharge flow rate Q1 corresponding to the required flow rate of the control valves 65 and 66, and the control valves 67 and 70 , 69, 68, a negative control for controlling the tilt of the swash plate 63A of the second hydraulic pump 63 so as to obtain the discharge flow rate Q2 according to the required flow rates of the second hydraulic pump 63 is realized.
[0069]
4 to 6, the second servo valves 133 and 134 are all servo valves for input torque limiting control, and have the same structure. That is, the second servo valves 133 and 134 are valves operated by the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63, and the discharge pressures P1 and P2 are controlled by the first and second hydraulic pumps 62 and 63. , 63 through the discharge pressure detecting pipes 136a to 137a to 137a to 137c, and the pressure receiving chambers 133b and 133c of the operation driving unit 133a and the pressure receiving chamber 134b of the operation driving unit 134a. , 134c.
[0070]
That is, the force acting on the operation driving parts 133a, 134a by the sum P1 + P2 of the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps 62, 63 acts on the valve bodies 133e, 134e by the spring force set by the springs 133d, 134d. When it is smaller, the valve bodies 133e and 134e move rightward in FIG. 6, and the pilot pressure P guided from the pilot pump 64 via the first servo valves 131 and 132 is applied. _P Is transmitted to the pressure receiving chambers 129d and 130d of the tilt actuators 129 and 130 without reducing the pressure, thereby increasing the tilt of the swash plates 62A and 63A of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 to increase the discharge flow rate. I do.
[0071]
Then, as the force based on the sum P1 + P2 of the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 becomes larger than the force based on the set spring force of the springs 133d and 134d, the valve bodies 133e and 134e move leftward in FIG. The pilot pressure P which is moved and guided from the pilot pump 64 via the first servo valves 131 and 132 _P Is reduced and transmitted to the pressure receiving chambers 129d and 130d, whereby the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 are reduced.
[0072]
As described above, as the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 increase, the maximum values Q1max and Q2max of the discharge flow rates Q1 and Q2 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 are limited to a small value. The tilting of the swash plates 62A, 63A of the first and second hydraulic pumps 62, 63 is controlled so that the total input torque of the first and second hydraulic pumps 62, 63 is limited to the output torque of the engine 61 or less. So-called input torque limiting control (horsepower control) is realized. At this time, in more detail, according to the sum of the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 62 and the discharge pressure P2 of the second hydraulic pump 63, the sum of the input torques of the first and second hydraulic pumps 62, 63 is calculated. The so-called total horsepower control that limits the output torque to less than the output torque of the engine 61 is realized.
[0073]
In the present embodiment, both the first hydraulic pump 62 and the second hydraulic pump 63 are controlled to have substantially the same characteristics. That is, the sum P1 + P2 of the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 and the maximum discharge flow rate Q1 of the first hydraulic pump 62 when the second servo valve 133 of the regulator device 71 controls the first hydraulic pump 62. The relationship between the value Q1max and the sum P1 + P2 of the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps 62, 63 when the second hydraulic pump 63 is controlled by the second servo valve 134 of the regulator device 72 and the second hydraulic pump 63 The relationship between the discharge flow rate Q2 and the maximum value Q2max is substantially the same as each other (for example, with a width of about 10%), and the discharge flow rates Q1 and Q2 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63. Are limited to substantially the same value (same) as Q1max and Q2max.
[0074]
The operation panel 73 includes a crusher start / stop switch 73a for starting / stopping the crushing device 20, and a crusher forward / reverse rotation for selecting the operation direction of the crushing device 20 to be either forward or reverse. A selection dial 73b, a feeder start / stop switch 73c for starting / stopping the feeder 15, a discharge conveyor start / stop switch 73d for starting / stopping the discharge conveyor 40, and a start / stop for the magnetic separator 55. And a mode selection switch 73f for selecting one of a traveling mode for performing a traveling operation and a crushing mode for performing a crushing operation.
[0075]
When the operator operates various switches and dials of the operation panel 73, operation signals are input to the controller 84. Based on an operation signal from the operation panel 73, the controller 84 controls the solenoid valve of the crusher control valve 65, the feeder control valve 68, the discharge conveyor control valve 69, the magnetic separator control valve 70, and the solenoid control valve 85. The drive signals Scr, Sf, Scon, Sm, and St are generated for the drive units 65a and 65b, the solenoid drive unit 68a, the solenoid drive unit 69a, the solenoid drive unit 70a, and the solenoid 85a, and output to the corresponding solenoids. It is supposed to.
[0076]
That is, when the “running mode” is selected by the mode selection switch 73f of the operation panel 73, the drive signal St to the solenoid control valve 85 is turned on to move the solenoid control valve 85 to the communication position 85A on the left side in FIG. Switching and operation of the traveling control valves 66 and 67 by the operation levers 36a and 37a are enabled. When the "crushing mode" is selected by the mode selection switch 73f of the operation panel 73, the drive signal St to the solenoid control valve 85 is turned off to return to the shut-off position 85B on the right side in FIG. The operation of the traveling control valves 66 and 67 by the 37a is disabled.
[0077]
Further, the crusher start / stop switch 73a is pushed to the "start" side in a state where "forward" (or "reverse" (hereinafter, the correspondence is the same)) is selected by the crusher forward / reverse selection dial 73b of the operation panel 73. In this case, the drive signal Scr to the solenoid drive unit 65a (or the solenoid drive unit 65b) of the crusher control valve 65 is turned ON, and the drive signal Scr to the solenoid drive unit 65b (or the solenoid drive unit 65a) is turned OFF. Then, the crushing device control valve 65 is switched to the upper switching position 65A (or the lower switching position 65B) in FIG. 4, and the hydraulic oil from the first hydraulic pump 62 is supplied to the crushing device hydraulic motor 21 for driving. Then, the crushing device 20 is activated in the normal rotation direction (or the reverse rotation direction).
[0078]
Thereafter, when the crusher start / stop switch 73a is pushed to the "stop" side, the drive signal Scr to both the solenoid drive unit 65a and the solenoid drive unit 65b of the crushing device control valve 65 is turned off, and the neutral state shown in FIG. The crushing device hydraulic motor 21 is stopped, and the crushing device 20 is stopped.
[0079]
When the feeder start / stop switch 73c of the operation panel 73 is pushed to the "start" side, the drive signal Sf to the solenoid drive section 68a of the control valve 68 for the feeder is turned on to switch the upper switching position 68A in FIG. And feeds and drives the pressure oil from the second hydraulic pump 63 to the feeder hydraulic motor 19 to start the feeder 15. Thereafter, when the feeder start / stop switch 73c of the operation panel 73 is pushed to the "stop" side, the drive signal Sf to the solenoid drive portion 68a of the control valve 68 for the feeder is turned off to return to the neutral position shown in FIG. Then, the feeder hydraulic motor 19 is stopped, and the feeder 15 is stopped.
[0080]
Similarly, when the discharge conveyor start / stop switch 73d is pushed to the "start" side, the discharge conveyor control valve 69 is switched to the upper switching position 69A in FIG. 5, and the discharge conveyor hydraulic motor 48 is driven to discharge. When the conveyor 40 is started and the discharge conveyor start / stop switch 73d is pushed to the "stop" side, the discharge conveyor control valve 69 is returned to the neutral position, and the discharge conveyor 40 is stopped.
[0081]
When the magnetic separator start / stop switch 73e is pushed to the "start" side, the magnetic separator control valve 70 is switched to the upper switching position 70A in FIG. 5, and the magnetic separator hydraulic motor 60 is driven to drive the magnetic separator. When the magnetic separator 55 is started and the magnetic separator start / stop switch 73e is pushed to the "stop" side, the magnetic separator control valve 70 is returned to the neutral position, and the magnetic separator 55 is stopped.
[0082]
Here, the most significant feature of the present embodiment is that the driving of the feeder 15 is automatically decelerated or stopped according to the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 during the crushing operation. It is. Hereinafter, the details will be described.
4 to 6, reference numerals 138 and 139 denote pressure sensors. These pressure sensors 138 and 139 are a pressure guiding pipe 140 and a second hydraulic pump 63 which are provided by branching from the discharge pipe 74 of the first hydraulic pump 62. And a pressure guiding pipe 141 branching from the discharge pipe 77 (or, alternatively, may be provided in the discharge pressure detecting pipes 136b, 137c, etc. as shown by a two-dot chain line in FIG. 6). Good). These pressure sensors 138 and 139 output the detected discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 to the controller 84, respectively.
[0083]
The controller 84 that has received the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps from the pressure sensors 138 and 139 controls the feeder 15 according to the flowchart shown in FIG. FIG. 9 is a flowchart showing control contents related to the automatic deceleration / stop control of the feeder among the functions of the controller 84. The controller 84 presses the feeder start / stop switch 73c of the operation panel 73 to the "start" side by the operator, starts the feeder 15 and starts the flow shown in FIG. 9, and starts the feeder start / stop switch. 73c is pushed to the "stop" side to stop the feeder 15 and end this flow.
[0084]
In FIG. 9, first, in step 10, a flag indicating whether the feeder 15 is controlled to be decelerated or stopped by the controller 84 is cleared to 0 indicating a state in which the feeder 15 is not controlled, and the process proceeds to the next step 20.
[0085]
In step 20, the first and second hydraulic pump discharge pressures P1 and P2 detected by the pressure sensors 138 and 139 are input, respectively, and the process proceeds to the next step 30.
[0086]
In step 30, the average value (P1 + P2) / 2 of the discharge pressures P1 and P2 input in step 20 is calculated, and this value is determined as the threshold value P ₀ It is determined whether it is the above. Note that this threshold P ₀ When the characteristic of the first hydraulic pump 62 moves to the high torque side, the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps when the maximum discharge flow rate Q1max of the first hydraulic pump 62 starts to decrease. This is an average value (see FIG. 13 described later), and is, for example, stored in advance in the controller 84 (or may be set and input by an appropriate external terminal). The average value of the discharge pressures P1 and P2 is equal to the threshold value P ₀ In the above case, the determination is satisfied, and the routine goes to the next step 40.
[0087]
In step 40, it is determined whether or not the flag is 0 indicating that the feeder 15 is not controlled to decelerate or stop. If the flag is 1, the determination is not satisfied, and the routine returns to step 20. On the other hand, if the flag is 0, the determination is satisfied and the routine goes to the next Step 50.
[0088]
In step 50, the average value (P1 + P2) / 2 of the discharge pressures P1 and P2 is determined by the threshold value P ₀ It is determined whether the above state has continued for a predetermined time. The predetermined time is, for example, stored in advance in the controller 84 (or may be set and input by an appropriate external terminal). If the predetermined time has not elapsed, the determination is not satisfied, and the process returns to step S20. On the other hand, if the predetermined time has elapsed, the determination is satisfied, and the routine goes to the next step 60.
[0089]
In step 60, the controller 84 controls the drive signal Sf output to the feeder control valve 68 to reduce or cut off the pressure oil supplied to the feeder hydraulic motor 19, to decelerate or stop the feeder 15, and At step 70, the flag is set to 1 indicating that the feeder 15 is being decelerated or stopped, and the process returns to step 20.
[0090]
On the other hand, in the previous step 30, the average value of the discharge pressures P1 and P2 is ₀ If it is smaller, the determination is not satisfied, and the routine goes to Step 80.
In step 80, it is determined whether or not the flag is 1 indicating that the feeder 15 is being controlled to decelerate or stop. If the flag is 0, the determination is not satisfied, and the routine returns to step 20. On the other hand, if the flag is 1, the determination is satisfied, and the routine goes to the next step 90.
[0091]
In step 90, the average value (P1 + P2) / 2 of the discharge pressures P1 and P2 is ₀ It is determined whether the smaller state has continued for a predetermined time. The predetermined time is, for example, stored in advance in the controller 84 (or may be set and input by an appropriate external terminal). If the predetermined time has not elapsed, the determination is not satisfied, and the process returns to step S20. On the other hand, if the predetermined time has elapsed, the determination is satisfied, and the routine goes to the next step 100.
[0092]
In step 100, the controller 84 controls the drive signal Sf output to the feeder control valve 68, thereby returning the flow rate of the pressure oil supplied to the feeder hydraulic motor 19 to the original flow rate, and restoring the operation of the feeder 15. Then, the flag is set to 0 in the next step 110, and the process returns to step 20.
[0093]
In the above, the feeder 15, the discharge conveyor 40, and the magnetic separator 55 constitute an auxiliary machine for performing the work related to the crushing work described in the claims. The feeder hydraulic motor 19, the discharge conveyor hydraulic motor 48 , And the hydraulic motor 60 for the magnetic separator constitute an auxiliary machine hydraulic actuator for driving the auxiliary machine.
[0094]
Further, the first hydraulic pump 62 constitutes a first hydraulic pump for driving a hydraulic motor for the crusher, and the second hydraulic pump 63 constitutes a second hydraulic pump for driving a hydraulic actuator for the auxiliary machine. The detection lines 136a, 136b, 136c and the pressure sensor 138 constitute first discharge pressure detecting means for detecting the discharge pressure of the first hydraulic pump, and the discharge pressure detection lines 137a, 137b, 137c and the pressure sensor 139. Constitutes second discharge pressure detecting means for detecting the discharge pressure of the second hydraulic pump.
[0095]
Further, the regulators 71 and 72 and the controller 84 control the detection signal of the first discharge pressure detecting means and the second signal so that the total input torque of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump becomes equal to or less than the output torque of the prime mover. And controlling the discharge flow rates of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump based on the detection signals of the second discharge pressure detecting means and the detection signals of the first discharge pressure detecting means and the second discharge pressure detecting means. A control means for performing control for reducing or stopping the operation speed of the feeder based on the configuration is provided.
[0096]
Next, the operation of the embodiment of the self-propelled crusher of the present invention having the above configuration will be described below.
In the self-propelled crusher having the above configuration, during crushing operation, the operator selects the “crush mode” with the mode selection switch 73f of the operation panel 73 to disable the traveling operation, and then starts / stops the magnetic separator. 73e, the discharge conveyor start / stop switch 73d, the crusher start / stop switch 73a, and the feeder start / stop switch 73c are sequentially pushed to the "start" side.
[0097]
By the above operation, the drive signal Sm from the controller 84 to the solenoid drive unit 70a of the magnetic separator control valve 70 is turned ON, and the magnetic selector control valve 70 is switched to the upper switching position 70A in FIG. The drive signal Scon from 84 to the solenoid drive section 69a of the discharge conveyor control valve 69 is turned ON, and the discharge conveyor control valve 69 is switched to the upper switching position 69A in FIG. Further, the driving signal Scr from the controller 84 to the solenoid driving unit 65a of the crushing device control valve 65 is turned on, and the driving signal Scr to the solenoid driving unit 65b is turned off. , And the drive signal Sf to the solenoid drive section 68a of the feeder control valve 68 is turned ON, and the feeder control valve 68 is switched to the upper switching position 68A in FIG.
[0098]
Thereby, the pressure oil from the second hydraulic pump 63 is introduced into the center bypass line 78a and the center line 78b, and further supplied to the magnetic separator hydraulic motor 60, the discharge conveyor hydraulic motor 48, and the feeder hydraulic motor 19, The magnetic separator 55, the discharge conveyor 40, and the feeder 15 are started. On the other hand, the pressure oil from the first hydraulic pump 62 is supplied to the hydraulic motor 65 for the crushing device, and the crushing device 20 is started in the normal rotation direction.
[0099]
When the crushed object is put into the hopper 12 by, for example, a hydraulic shovel or the like, the crushed object received by the hopper 12 is transported by the feeder 15. At this time, those smaller than the gap between the comb teeth of the comb tooth plate 17 (slipping, etc.) are guided from the gap between the comb teeth to the discharge conveyor 40 via the chute 14, and those larger than that are crushed by the crushing device 20. Transported to The object to be crushed conveyed to the crushing device 20 is crushed to a predetermined particle size by the fixed teeth and the moving teeth, and falls onto the discharge conveyor 40 below. The crushed material, debris, and the like guided on the discharge conveyor 40 are conveyed rearward (to the right in FIG. 1). Is discharged outside the aircraft.
[0100]
In the crushing operation performed in such a procedure, the controller 84 starts controlling the feeder 15 shown in the flow of FIG. 9 from the time when the feeder start / stop switch 73c is pushed to the “start” side by the operator. .
That is, after the flag is set to 0 in step 10, the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 output from the pressure sensors 138 and 139 are input in step 20. The average value of the pressures P1 and P2 is equal to the threshold value P ₀ It is determined whether it is the above. At this time, when the material to be crushed is properly supplied to the crushing device 20 by the feeder 15, the average value of the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps is set to the threshold value P. ₀ Since the value is smaller, the determination in step 30 is not satisfied, and since the flag is 0, the determination in next step 80 is not satisfied, and the process returns to step 20. As described above, while the crushing operation is performed normally, the above-described step 20 → step 30 → step 80 → step 20 is repeated.
[0101]
Here, for example, when the supply amount of the crushed material to the crushing device 20 by the feeder 15 becomes excessive and the load pressure of the crushing device hydraulic motor 21 increases, the discharge of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 is performed. The average value of the pressures P1 and P2 is equal to the threshold value P ₀ Thus, the determination in step 30 is satisfied. At this time, since the flag is 0, the determination at the next step 40 is satisfied and the routine goes to step 50, and steps 50 → steps 20 to 50 are repeated until a predetermined time has elapsed. Thus, the average value of the discharge pressures P1 and P2 is ₀ If the above state continues for a predetermined time, the determination at step 50 is satisfied and the routine goes to step 60, where the controller 84 sets the drive signal Sf being output to the feeder control valve 68 to a drive signal corresponding to the deceleration of the feeder 15. Alternatively, by turning off the drive signal Sf, the pressure oil supplied to the feeder hydraulic motor 19 is reduced or cut off, and the feeder 15 is decelerated or stopped. In the next step 70, the flag is set to 1.
[0102]
When the feeder 15 is decelerated or stopped in this way, the supply amount of the crushed object to the crushing device 20 decreases, and the load pressure of the crushing device hydraulic motor 21 decreases. As a result, the average value of the first and second hydraulic pump discharge pressures P1 and P2 becomes the threshold value P ₀ Steps 20 to 40 → Step 20 are repeated until the distance becomes smaller. Thus, the average value of the discharge pressures P1 and P2 is ₀ If the value becomes smaller, the determination in step 30 is satisfied, and the flag is 1, so that the determination in the next step 80 is also satisfied, and the routine goes to step 90. Here, the average value of the discharge pressures P1 and P2 is equal to the threshold value P ₀ Step 90 → Step 20 → Step 30 → Step 80 → Step 90 is repeated until the smaller state continues for the predetermined time. When the predetermined time has elapsed, the determination at Step 90 is satisfied and the routine goes to the next Step 100. In step 100, the controller 84 returns to the original state based on the drive signal Sf output to the feeder control valve 68, whereby the supply amount of the hydraulic oil to the feeder hydraulic motor 19 returns to the original state, and the feeder 15 returns to the original state. Driven at speed. Then, in the next step 110, the flag is set to 0.
[0103]
According to the embodiment of the self-propelled crusher of the present invention having the configuration and operation as described above, the following effects can be obtained.
That is, in the present embodiment, as described above, the regulators 71 and 72 output the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 62 detected by the pressure sensor 138 and the discharge pressure P2 of the second hydraulic pump 63 detected by the pressure sensor 139. Control the discharge flow rates Q1 and Q2 of the first hydraulic pump 62 and the second hydraulic pump 63 respectively, and the first and second hydraulic pumps 62 according to the sum of the two pump discharge pressures P1 and P2. , 63 to control the discharge flow rates Q1, Q2 of the first and second hydraulic pumps 62, 63 so as to limit the total input torque of the engine 61 to the output torque of the engine 61 or less.
[0104]
Here, during the crushing operation by the self-propelled crusher according to the present embodiment, the load pressure of the hydraulic motor 21 for the crusher is larger than the load pressure of the hydraulic actuator for the auxiliary machine including the hydraulic motor 19 for the feeder. The horsepower required for the hydraulic actuator for the auxiliary machine is less than the horsepower required for the hydraulic motor 21 for the crusher. As described above, when the load pressure of the hydraulic actuator for the auxiliary machine is lighter than that of the hydraulic motor 21 for the crusher, the regulators 71 and 72 perform the full horsepower control as described above, so that a relatively high pressure is applied. The first hydraulic pump 62 associated with the hydraulic motor 21 for the crushing device, which is a load, and the second hydraulic pump 63 associated with the hydraulic actuator for an auxiliary machine, which has a relatively low load, are provided with an engine in a form corresponding to the difference in the load. Effectively distributes 61 horsepower. That is, the characteristic of the first hydraulic pump 62 is moved to the high torque side while the characteristic of the second hydraulic pump 63 is moved to the low torque side. As a result, the PQ curve of the first hydraulic pump 62 moves toward the high torque side (the direction of arrow c in FIG. 10) as shown in FIG. 10, and the maximum discharge flow rate Q1max on the PQ curve starts to decrease. Pump discharge pressure P ₀ Is P on the high pressure side _a Shift to When the PQ curve of the second hydraulic pump 63 moves to the low torque side (the direction of the arrow d in FIG. 11) as shown in FIG. 11, when the maximum discharge flow rate Q2max on the PQ curve starts to decrease. Pump discharge pressure P ₀ Is P on the low pressure side _b Shift to
[0105]
At this time, when the self-propelled crusher has a structure like the above-described conventional technology, for example, as shown in FIG. 12, the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 62 (= the load pressure of the hydraulic motor 21 for the crusher) ) Is detected, and its discharge pressure value P1 is ₀ Then, the feeder 15 is decelerated or stopped. Thus, the discharge pressure value P1 of the first hydraulic pump 62 is ₀ If the increase of the discharge pressure P1 is suppressed at the time point described above, the feeder 15 decelerates and stops without utilizing the increased torque of the first hydraulic pump 62 by the full horsepower control.
[0106]
On the other hand, in the present embodiment, the controller 84 inputs both the discharge pressures P1 and P2 of the first and second hydraulic pumps 62 and 63 detected by the pressure sensors 138 and 139, and averages them (P1 + P2 ) / 2 is the threshold value P ₀ In the case described above, the feeder control valve 68 is controlled to reduce or interrupt the supply of the pressure oil to the feeder hydraulic motor 19, and the feeder 15 is decelerated or stopped. That is, as shown in FIG. ₀ With the pump discharge pressure P shifted to the high pressure side _a And the pump discharge pressure P shifted to the low pressure side _b And the average value (P _a + P _b ) / 2, the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 62 becomes P _a 10, the feeder 15 can be decelerated or stopped, so that the discharge pressure of the first hydraulic pump is shifted (P in FIG. 10). _a −P ₀ The driving of the feeder 15 can be continued for (minute).
[0107]
Thus, according to the present embodiment, the shift of the PQ curve of the first hydraulic pump 62 toward the high torque side and the shift of the PQ curve of the second hydraulic pump 63 toward the low torque side as described above. , The drive of the feeder 15 can be continued by effectively using the increase in the horsepower of the first hydraulic pump 62 in a manner corresponding to the change in the horsepower distribution. Therefore, the feeder 15 can be driven for a relatively long time while appropriately maintaining the supply amount of the crushed object, so that a reduction in the crushing efficiency of the self-propelled crusher can be prevented.
[0108]
In the above-described embodiment of the present invention, the first and second hydraulic pumps 62 and 137 are guided directly to the second servo valves 133 and 134 of the regulators 71 and 72 via the discharge pressure lines 136 and 137, respectively. Although a mechanical servo system that feeds back the discharge pressure of 63 is configured, the present invention is not limited to this, and the second servo valves 133 and 134 may be electromagnetic servo valves, for example, according to the detection values of the pressure sensors 138 and 139. An electric servo system that drives the second servo valves 133 and 134 by receiving a signal from the controller 84 may be used.
[0109]
Further, in the above-described embodiment of the present invention, each device is sequentially and manually activated by the operator pressing a switch of each device on the operation panel 73 to the activation side. An activation switch may be provided, and when the operator pushes the interlocking activation switch to the activation side, the magnetic separator 55, the discharge conveyor 40, the crushing device 20, and the feeder 15 may be automatically activated sequentially. Note that, at this time, the controller 84 may start the flow shown in FIG. 9 from the time when the interlocking start switch is pressed or the time when the feeder 15 is started.
[0110]
【The invention's effect】
According to the present invention, when the average value of the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps detected by the first discharge pressure detection means and the second discharge pressure detection means is equal to or more than a predetermined threshold value, The control means reduces or stops the operation speed of the feeder. Accordingly, the horsepower of the first hydraulic pump is increased in response to the shift of the first hydraulic pump characteristic toward the high torque side and the shift of the second hydraulic pump characteristic toward the low torque side due to the full horsepower control of the control means. The drive of the feeder can be continued so as to use the minute effectively. Therefore, it is possible to prevent a decrease in the crushing efficiency of the self-propelled crusher.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a side view showing the entire structure of an embodiment of a self-propelled crusher of the present invention.
FIG. 2 is a top view showing the overall structure of one embodiment of the self-propelled crusher of the present invention.
FIG. 3 is a front view showing the entire structure of the embodiment of the self-propelled crusher of the present invention, as viewed from the left side in FIG.
FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram showing an entire configuration of a hydraulic drive device provided in one embodiment of the self-propelled crusher of the present invention.
FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing an overall configuration of a hydraulic drive device provided in one embodiment of the self-propelled crusher of the present invention.
FIG. 6 is a hydraulic circuit diagram illustrating an entire configuration of a hydraulic drive device provided in an embodiment of the self-propelled crusher of the present invention.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between a surplus flow rate of first and second hydraulic pumps and a control pressure in one embodiment of the self-propelled crusher of the present invention.
FIG. 8 is a diagram showing a relationship between control pressure and pump discharge flow rates of first and second hydraulic pumps in one embodiment of the self-propelled crusher of the present invention.
FIG. 9 is a flowchart showing control contents relating to automatic deceleration / stop control of a feeder among functions of a controller constituting one embodiment of the self-propelled crusher of the present invention.
FIG. 10 is a diagram showing a relationship between a discharge pressure and a maximum discharge flow rate when the first hydraulic pump constituting the embodiment of the self-propelled crusher of the present invention moves to a high torque characteristic by full horsepower control. It is.
FIG. 11 is a diagram showing a relationship between a discharge pressure and a maximum discharge flow rate when the second hydraulic pump constituting the embodiment of the self-propelled crusher of the present invention moves to a low torque characteristic by full horsepower control. It is.
FIG. 12 is a diagram showing a relationship between a discharge pressure of a first hydraulic pump and a maximum discharge flow rate in a conventional structure.
FIG. 13 is a diagram showing the relationship between the average value of the discharge pressure of the first and second hydraulic pumps constituting the embodiment of the self-propelled crusher of the present invention and the maximum discharge flow rate.
[Explanation of symbols]
15 Feeder (Auxiliary machine)
19 Hydraulic motor for feeder (hydraulic actuator for auxiliary machine)
20 Crushing device
21 Hydraulic motor for crusher
40 Discharge conveyor (auxiliary machine)
48 Hydraulic motor for discharge conveyor (Hydraulic actuator for auxiliary machine)
55 Magnetic separator (auxiliary machine)
60 Hydraulic motor for magnetic separator (hydraulic actuator for auxiliary machine)
61 engine (motor)
62 1st hydraulic pump (1st hydraulic pump)
63 Second hydraulic pump (second hydraulic pump)
68 Control valve for feeder
71 Regulator (control means)
72 Regulator (control means)
84 controller (control means)
136a-c discharge pressure detection pipeline (first discharge pressure detection means)
137a-c discharge pressure detection pipeline (second discharge pressure detection means)
138 pressure sensor (first discharge pressure detecting means)
139 Pressure sensor (second discharge pressure detecting means)

Claims

In a self-propelled crusher that crushes the material to be crushed,
Crushing equipment,
An auxiliary machine that performs work related to crushing work including a feeder that supplies a material to be crushed to the crushing apparatus,
A hydraulic motor for the crushing device that drives the crushing device, a hydraulic actuator for the auxiliary machine that drives the auxiliary machine, a first hydraulic pump that drives the hydraulic motor for the crushing device, and a second hydraulic pump that drives the hydraulic actuator for the auxiliary machine A hydraulic pump having a prime mover for driving the first hydraulic pump and the second hydraulic pump,
First discharge pressure detecting means for detecting a discharge pressure of the first hydraulic pump,
Second discharge pressure detecting means for detecting a discharge pressure of the second hydraulic pump;
The detection signal of the first discharge pressure detection means and the detection signal of the second discharge pressure detection means such that the sum of the input torques of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump is equal to or less than the output torque of the prime mover. Controlling the discharge flow rates of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump based on the above, and controlling the operation speed of the feeder based on the detection signals of the first discharge pressure detecting means and the second discharge pressure detecting means. A self-propelled crusher, comprising: control means for controlling deceleration or stopping.

The self-propelled crusher according to claim 1,
The control means includes: a discharge pressure of a first hydraulic pump obtained from a detection signal of the first discharge pressure detection means; and a discharge pressure of a second hydraulic pump obtained from a detection signal of the second discharge pressure detection means. A self-propelled crusher, wherein discharge flow rates of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump are controlled based on the sum of

The self-propelled crusher according to claim 1 or 2,
The control means includes: a discharge pressure of a first hydraulic pump obtained from a detection signal of the first discharge pressure detection means; and a discharge pressure of a second hydraulic pump obtained from a detection signal of the second discharge pressure detection means. The operation speed of the feeder is controlled based on the average value of the crusher and the self-propelled crusher.